Рис. 13.4. Принципова схема насосного гід- роприводу поступального руху:

L1+ L2 — довжина напірного трубопроводу; L3 + L4 — довжина зливного трубопроводу; L5 — довжина всмоктувального трубопроводу; а — пряме коліно; б — трійник; в — штуцер

Основи проектування і розрахунку об’ємного гідроприводу

13.3.Попередній розрахунок об’ємного гідроприводу поступального руху

Вихідними даними для розрахунку є: принципова схема гідро- приводу (рис. 13.4), хід штока поршня l, тривалість операції t, зу- силля на штоці Fш (в цьому випадку при виштовхуванні штока).

Швидкість переміщення поршня

vп = l/t, м/с,	(13.1)
де l — хід штока, м; t — тривалість операції, с.
Значення швидкостей в межах 0,05 – 0,5 м/с.
Потужність гідроприводу
Nг = Fшvп, Вт,	(13.2)

де Fш — зусилля на штоці, Н; vп — швидкість поршня, м/с.

При спільній роботі декількох гідроциліндрів потужність підра- ховують за сумою потужностей найбільшої кількості гідроциліндрів, що працюють одночасно:

Nг = Fш1vп1 + Fш2vп2 +... + Fшivпi , Вт.	(13.3)
Потужність гідроприводу розрахункова:
Nг.р = KF KvNг, Вт,	(13.4)

де KF — коефіцієнт запасу за зусиллям; Kv — коефіцієнт запасу за

швидкістю. Рекомендовані зна-

чення: KF = 1,15...1,25; Kv = 1,2...1,4.

Вибір тиску. Від-

повідно до розрахунко- вої потужності (Nг.р)

вибирають тиск робочої рідини. Як правило йо- го задають. Вибір зумо- влюється багатьма чинниками (призна- ченням гідроприводу, технологічними мож- ливостями виготовлен- ня гідропристроїв тощо)

і є відповідальним питанням. Так, завищений тиск без спеціальних конструкторсько-технологічних рішень призводить до виникнення вібрації, виходу із ладу ущільнень і зниження довговічності гідро- пристроїв, а занижений — до збільшення габаритних розмірів і ма- си гідроприводу, а загалом і машини.

333

Розділ 13

Ряд номінальних тисків наведено у дод 12. Орієнтовно номіна- льний тиск може бути вибраний на основі існуючого інженерного досвіду за даними дод. 13.

Максимальний тиск враховує можливість короткочасної зміни навантаження на вихідних ланках гідроприводу. В реальних умо- вах експлуатації він відповідає тиску спрацювання запобіжного клапана, тобто:

Pmax = (1,1...1,5)Pном.					(13.5)
Подача насосної станції		Nг.р
				м3/с,	(13.6)
Q′ =			,
		Рном
де Nг.р — розрахункова потужність гідроприводу, Вт; Рном — номі-
нальний тиск, Па.
Подача насоса	Q = Q′
					(13.7)
		Z,

де Z — кількість насосів.

Отриману подачу насоса (Q) округлюють до найближчого зна- чення із ряду номінальних подач (дод. 14).

Вибір насоса. Можливості застосування у гідроприводах насосів різних типів неоднакові і при виборі їх необхідно враховувати гра- ничні значення тиску, робочого об’єму, подачі тощо. Тому, перш ніж вибрати марку насоса, слід проаналізувати параметри насосів різ- них типів (дод. 15), і лише потім за номінальним тиском, подачею та потужністю вибрати певну марку насоса (дод. 16 – 20).

Частота обертання вала насоса

n =	Q		, 1/с,	(13.8)
	q	η
	н	V

де Q — подача насоса, дм3/с; qн — робочий об’єм насоса, дм3; ηV —

об’ємний ККД насоса.

Отримане значення частоти обертання округлюють до найближ- чого значення із ряду номінальних частот обертання (дод. 22).

Розрахунок гідроциліндра. Корисна площа поршня

S =	FшKF	, м2 ,	(13.9)
	Рном

де Fш — зусилля на штоці гідроциліндра, Н; KF — коефіцієнт запа- су за зусиллям (KF = 1,15...1,23); Рном — номінальний тиск, Па.

Діаметр поршня

	D =	4S	, м.	(13.10)
		π

334

Основи проектування і розрахунку об’ємного гідроприводу

Діаметр штока

dш = 0,5D, м

(13.11)

Співвідношення ходу поршняl і його діаметра D вибирають із умови:

	l	<15.	(13.12)
	D

Отримане значення D і dш округлюють до найближчого значен-

ня згідно із стандартом (дод. 23 і 24), або орієнтуючись на технічні характеристики поршневих (дод. 25 і 26) чи плунжерних (дод. 27) гідроциліндрів.

Розрахунок трубопроводів складається із гідравлічного роз- рахунку і розрахунку на міцність.

При гідравлічному розрахунку визначають внутрішній діаметр трубопроводу (напірного, зливного, всмоктувального)

d = 4

Q

, м,

(13.13)

вн πvp

де Q — номінальна подача насосної станції (насоса), м3/с; vр — шви-

дкість потоку робочої рідини, м/с (дод. 29).

Вибираючи швидкість потоку рідини, слід враховувати, що її за- ниження призводить до збільшення діаметра трубопроводу, у зв’язку з чим збільшується маса машини, а також погіршуються динамічні характеристики гідроприводу, а завищення — до зменшення діамет- ра трубопроводу, через що збільшуються втрати тиску у гідроприводі і падає роботоздатність його при низьких температурах. У загально- му випадку швидкість рідини вибирають такою, щоб втрати тиску у трубопроводі не перевищували 5 – 6 % робочого тиску.

Отримане значення внутрішнього діаметра трубопроводу округ- люють до найближчого значення із ряду умовних проходів (зведе- них проходів) (дод. 28). Мінімальний діаметр дренажної лінії має бути у межах 0,008 – 0,010 м.

Розрахунок на міцність починають з вибору типу трубопроводу і його матеріалу.

Металеві трубопроводи виготовляють із вуглецевих і легованих сталей, міді, латуні, алюмінію і його сплавів. Найширше застосуван- ня знайшли стальні безшовні холоднодеформовані труби із сталі 20.

Гумові трубопроводи застосовують для ліній високого (рукави гумові з металевими обплітками) та ліній низького (трубки гумові технічні) тиску.

Вибравши тип і матеріал металевого трубопроводу, розраховують товщину його стінки

δ = Pmax d[вн] , м, (13.14)

2 σ р

335

Розділ 13

де Рmах — тиск наладки запобіжного клапана, МПа; dвн — внутрі- шній діаметр трубопроводу, м; [σ]р — допустиме напруження на

розтяг, МПа.

Для стальних труб [σ]р = 200...500 МПа, а для труб із кольорових металів [σ]р = 240 МПа.

Отримане значення товщини стінки округлюють до найближчого значення згідно із стандартом (дод. 30).

Зовнішній діаметр трубопроводу
dз = dвн +2δ, м,	(13.15)

де dвн — внутрішній діаметр трубопроводу, м; δ — товщина стінки, м. Отримане значення dз округлюють до найближчого значення іс-

нуючого сортаменту труб (дод. 31).

Гумові трубопроводи високого і низького тисків на міцність не розраховують, а за внутрішнім їх діаметром вибирають зовнішній діаметр (дод. 32) або товщину стінки (дод. 33).

Вибір гідророзподільника. Тип і марку розподільника вибира- ють за номінальним тиском, подачею насоса, кількістю гідродвигунів та умовним проходом. У гідроприводах невеликої потужності з корот- кочасним режимом роботи і короткочасним вмиканням застосовують розподільники кранового типу, як найбільш дешеві. У гідроприводах поступального і поворотного руху з тривалою фіксацією проміжних робочих положень механізму — клапанні розподільники, які забез- печують підвищену герметичність лінії що відтинається.

Золотникові розподільники, як правило, використовують у гідро- приводах великої потужності.

Потужність, що створюється оператором при ручному керуванні запірним елементом, не повинна перевищувати 10 Вт. Якщо вона більша за 10 Вт, вибирають розподільник з електромагнітним керу- ванням. При потужності понад 50 Вт застосовують електрогідравліч- ні підсилювачі.

Технічні характеристики гідророзподільників наведено у дод. 34, 35 і 36.

Вибір і розрахунок фільтра. У гідроприводах сільськогоспо- дарської техніки найчастіше використовують сітчасті фільтри.

Площу сітчастого фільтра визначають так:

Sф = 60Q	µ	, см2 ,	(13.16)
	k∆Pф

де Q — подача насоса або об’єм рідини, що проходить через фільтр, дм3/с; k — коефіцієнт пропорційності, дм3/см2 (вибирають за дод. 37); ∆Рф — перепад тиску на фільтрі, МПа (∆Рф = 0,05...0,15 МПа,

при проходженні рідини через багатошаровий фільтр з однорідною сіткою підвищується кратно кількості шарів); µ — коефіцієнт дина-

336