2.4. Выбор давления в гидросистеме

При выборе рабочего давления в гидроприводе следует исходить из величин давления, установленных заводами–изготовителями для основных гидроэлементов проектируемого привода – гидродвигателей и насосов, указанных в их паспортных данных. Необходимо иметь в виду, что применение в системе более низких давлений приведет к увеличению долговечности применяемых агрегатов, а выбор рабочего давления выше указанного приведет к некоторому уменьшению объемного КПД и снижению долговечности.

Для приблизительного назначения давления гидросистемы воспользуемся рекомендациями Либерман Д.А., которые приведены в таблице 3.

Таблица 3 - Зависимость рабочего давления от заданной силы сопротивления

Сила сопротивления кН	10…20	20…30	30…50	50…100
Давление в гидросистеме, мПа	1,5	3,5	5	8,5

На эти значения давлений и нужно ориентироваться. При этом следует помнить, что величина рабочего давления (МПа) может быть взята только из ряда номинальных давлений по ГОСТ 12445-80, указанных в таблице 4.

Таблица 4 - Ряд номинальных давлений по ГОСТ 12445-80

0,1	-	0,16	-	0,25	-	0,4	-	0,63	-
1	-	1,6	-	2,5	-	4,0	-	6,3	-
10	12,5	16,0	20,0	25,0	32,0	40,0	50,0	63,0	80,0
100	125	160	200	250	-	-	-	-	-

3. Определение основных параметров гидропривода поступательного движения

Рассмотрим гидропривод поступательного движения на рисуноке 7.

Рисунок 7 - Гидропривод поступательного движения

Решение задачи необходимо начать с определения давлений в полостях силового цилиндра и выбора его диаметра. Обозначим полезные площади силового цилиндра через F₁ и F₂, а давления в этих полостях через P₁ и P₂:

; ,

где D и d - диаметры силового цилиндра и штока поршня.

Составим уравнение равновесия поршня силового цилиндра, пренебрегая силами инерции:

,

где T - сила трения, приложенная к поршню.

Применительно к гидроприводу, представленному на рисунке 7, давление P₁ в поршневой полости определяется как:

,

а давление P₂ в штоковой полости

,

где P_H - давление развиваемое насосом, МПа; и - перепады давлений на гидрораспределителе МПа; и - перепады давлений в трубах и , МПа; - перепад давления на дросселе, МПа; Δ - перепад давления на фильтре, МПа.

Определим площади гидроцилиндра и , используя соотношения

и ,

где _ПР и _ПХ -скорости поршня при рабочем и холостом ходе.

Преобразуем соотношения к виду

.

Расход жидкости, поступающий в силовой цилиндр можно определить по формуле

.

Если расход жидкости, поступающий в силовой цилиндр при рабочем и холостом ходе одинаков, то

и ,

поэтому

.

Из этого следует, что:

или ,

откуда

.

Следовательно, выражение площади поршня в штоковой полости примет вид:

.

Зная выражения площадей и , сможем определить диаметр поршня

или

.

Следовательно, для определения диаметра поршня цилиндра D нужно найти силу трения T и перепады давлений. Сила трения T увеличивается с ростом давления жидкости в цилиндре и лежит в диапазоне

T = (0,02...0,01)R.

Для определения перепадов давлений воспользуемся справочными данными, приведенными в таблице 5

Таблица 5 - Справочные данные для определения перепадов давлений в гидроаппаратуре при номинальном расходе*

(Здесь и далее параметры, обозначенные *, относятся к

номинальным)

Гидроаппаратура	Перепад давлений, МПа	Гидроаппаратура	Перепад давлений, МПа
Золотник	0,2	Клапан редукционный	0,5
Обратный клапан	0,15	Гидроклапан давления	0,6
Дроссель	0,3	Напорные золотники	0,3
Регулятор потока (скорости)	0,3 (0,5)	Фильтр пластинчатый	0,1

Применительно к гидроприводу, представленному на рисунке 7, перепады давлений на золотнике, дросселе и фильтре принимаем как:

ΔP_{ЗОЛ 1} = ΔP_{ЗОЛ 2} = 0,2 МПа; ΔP_ДР = 0,3 МПа; ΔP_Ф = 0,1 МПа.

Так как перепады давлений в трубах на первой стадии расчета определить нельзя, то примем предварительно

= =0,2 МПа.

Выбор насоса производим по номинальному давлению P* и подаче Q.

В зависимости от выбранного насоса, при выбранном давлении P_Н, по формуле находим диаметр D силового цилиндра и в соответствии с ГОСТ12447-80 округляем до ближайшего стандартного значения в большую сторону.

Стандартные диаметры цилиндров, мм: 5; 8; 10; 14; 16; 18; 20; 25; 28; 32; 36; 40; 45; 50; 56; 63; 70; 80; 90; 100; 110; 125; 140; 160; 180; 200; 220; 250; 280; 320; 360; 400; 500; 630; 800.

Толщину δ стенки гидроцилиндра можно определить по формуле Ляме:

,

при по формуле

.

Допускаемые напряжения на растяжение принимаются равными для стали [σ] = 50…60 МПа (1·10⁶ Н/м²), для чугуна [σ] = 15 МПа (1·10⁶ Н/ м²). Коэффициент запаса k = 1,25…2,5.

Для изготовления гильз цилиндров используют стальные бесшовные горячекатаные трубы по ГОСТ 8732-78, а также заготовки из стали 35, 35ХМ, 30ХГСА, 40Х, 40ХН, 40ХНМА, 45. Новые цилиндры должны иметь шероховатость внутренней поверхности не более Ra = 0,1мкм.

Для изготовления крышек применяются стали 20, 25, 25Х, 30, 12ХН2, 20ХГСТ, 20ХН, 20ХМ, 30ХГСА, 35Х, 35ХМ, 40Х, 40ХН, 40ХНМА.

Для изготовления штоков используют поковки из стали 20Х13, 45, 40Х, 30Х, 35ХМ, 30ХГСА.

Поршни изготавливают из стали 1Х13, 35, 45, 10, 25ХГ2, 30ХГС, 40Х, 40ХМ.

При изготовлении обойм применяют сплавы Бр. АМц–9–2, ЛМц–58–2, АМЖц–10–3–1,5.

Далее определяется расход жидкости, поступающей в левую поршневую полость силового цилиндра:

,

где - скорость перемещения поршня, м/с.

Подача насоса с учетом утечек рабочей жидкости определится по формуле

,

где - утечки жидкости в силовом цилиндре; - утечки в золотнике; - утечки через предохранительный клапан; Z- число гидроцилиндров.

Утечки через предохранительный клапан примем = 0,1 . Утечки в силовом цилиндре приведены в таблице 6, в золотнике - в таблице 7.

Таблица 6 - Основные параметры гидроцилиндров

Основные параметры	40	50	63	70	80	90	100	110	125
Номинальный расход Q*, л/мин	20	25	40	50	50	50	80	100	100
Максимальное (теоретическое) толкающее усилие, кН	7,7	12,0	18,8	23,7	31,0	39,2	48,5	58,6	75,8

Ход поршня до… , мм	200	200	200	300	400	630	630	630	800
Утечки при давлении P*=6,3 МПа, см^3/мин	25	32	40	45	50	56	63	70	80

Таблица 7 - Утечки жидкости в золотнике

Диаметр условного прохода, мм	8	10	12	16	20	32
Утечки ΔQзол при давлении P*=6,3 МПа, см^3/мин	50	100	150	200	250	300

Если отличается от P* , то действительные утечки жидкости в силовом цилиндре и в золотнике можно найти из выражений

, .

Подставим полученные значения , , , в уравнение, определяющее подачу насоса и найдем .

Для подбора насоса необходимо пользоваться приложением 2.

Так как , то рабочий объем насоса

,

где n - частота вращения ротора насоса; - объемный КПД насоса.

В технических характеристиках насосов указаны номинальные значения объемного КПД при номинальном давлении P*. Если P_Н отличается от P*, то действительный объемный КПД можно найти из выражения

.

Вычислив , находим рабочий объем q, и в соответствии с ним подбираем насос. После этого уточняем расход жидкости, сбрасываемый через предохранительный клапан в приемный бак.