Расчет параметров гидропривода

Зная расходы и ориентировочные величины давлений, приступим к выбору гидроаппаратуры. Применительно к рассчитываемому гидроприводу необходимо выбрать предохранительный клапан, гидрораспределитель, дроссель и фильтр. Производим подбор гидроаппаратуры, удовлетворяющей полученным данным по расходу Q_Н (не ниже 70 л/мин) и давлению P (не ниже 1,6 МПа). Все данные по выбранной аппаратуре представлены в табл.1.

2.7. Описание выбранной  гидроаппаратуры

Предохранительный клапан ПГ54-34М (рис.5) стыкового присоединения состоит из следующих основных деталей: корпуса 3, колпачка 5, золотника 2, пружины 6, регулировочного винта 8 и втулки 7. Масло подводится к аппарату через отверстие P и отводится через отверстие A. Линия P через канал 10 и малое отверстие (демпфер) 11 соединена с полостью 1, а полость 9 через канал 4 - с отверстием A. Когда усилие от давления масла на торец золотника в полости 1 преодолевает усилие пружины 6 (регулируется винтом 8) и усилие от давления масла на противоположный торец золотника в полости 9, золотник перемещается вверх, соединяя линии P и A.

Рис.5. Конструкция гидроклапана давления ПГ54-34М

 

Условный проход, мм	Расход, л/мин	Давление, МПа	Масса, кг
20	125	2,5	4

 

Гидрораспределитель типа ВММ10.44 по ГОСТ 24697-81 (рис.6) имеет чугунный литой корпус 1, в котором выполнены каналы для подключения линий P, T, A и B. Корпус имеет пять маслоподводящих канавок. В центральном отверстии корпуса (диаметром 10 мм) расположен золотник 2, который через толкатели 3 перемещается узлом управления.

    

Рис.6. Распределитель ВММ 6.44 и пилот  с управлением от рукоятки: 
а) внешний вид; б) конструкция; в) исполнение по 44-й гидросхеме

 

 

Условный проход, мм	Расход, л/мин	Давление, МПа	Максимальная продолжительность  включения, мин	Масса, кг
10	33	32	10	4

 

Дроссель типа ПГ77-14 (ТУ27-20-2205-78) состоит из следующих основных деталей (рис.7): корпуса 1, втулки 2, втулки-дросселя 3, винта 4, валика 6, лимба 8, контргайки 7, пробки 11, пружины 10, указателя оборотов 5 и штифта 9. Масло из гидросистемы подводится к отверстию "подвод" аппарата, проходит через дросселирующую щель, образованную фасонным отверстием во втулке 2 и торцом втулки-дросселя 3 (вид Б), и отводится через отверстие "отвод". Расход регулируется путем осевого перемещения втулки-дросселя 3 с помощью винта 4 в одну сторону и пружины 10 - в противоположную. Винт поворачивается от лимба 8 через валик 6. Между винтом и валиком установлена втулка с зубчатым зацеплением, позволяющим так устанавливать лимб относительно валика, что при полностью закрытом дросселе утечка него не превышает 0,06 л/мин. Полному осевому перемещению втулки-дросселя соответствует четыре оборота лимба, что позволяет плавно регулировать расход масла. После каждого полного оборота лимб с помощью штифта 9 поворачивает на ¼ оборота указатель 5, на торце которого имеются цифры "1"…"4"; самопроизвольный поворот указателя предотвращает шариковый пружинный фиксатор. Острые кромки по всему периметру дросселирующей щели практически исключает зависимость установленного расхода от температуры масла, а треугольная форма проходного сечения при малых открытиях уменьшает опасность засорении.

Расход, л/мин	Давление, МПа	Масса, кг
80	20	6

 

Рис.7. Конструкция дросселя ПГ77-14

Фильтр щелевой 40-80-1 ГОСТ 21329-75 (рис.8) имеет фильтрующий пакет, состоящий из набора основных 8 и промежуточных 9 пластин. Фильтр по конструкции состоит из стакана 1, крышки 2, оси 3, стойки 10 с закрепленными на ней скребками 11, рукоятки 4, уплотнений 5, 6 и пробки 7, служащей для слива загрязнений. Из отверстия I крышки масло проходит через щели между платинами 8 и отводится в гидросистему через отверстие II. При повороте фильтрующего пакета рукояткой 4 скребки 11 прочищают щели между основными пластинами. Очистку фильтрующего пакета не рекомендуется выполнять во время работы гидропривода.

Рис.8. Фильтр щелевой 40-80-1

 

 

Условный проход, мм	Расход, л/мин	Давление, МПа	Масса, кг
20	40	6,3	5,12

 

 

 

2.8. Определение действительных  перепадов давлений

При определении перепадов давлений исходят из расходов, на которые  рассчитана гидроаппаратура. Действительные расходы отличаются от справочных. Поэтому необходимо уточнить значения перепадов давлений.

Перепады давлений на золотнике  можно найти из выражений 

где ΔP* _зол- перепад давлений на золотнике при расходе Q* _зол; 
Q_Ц1 - расход жидкости в полость нагнетания цилиндра; 
Q_Ц2 - расход жидкости из полости слива.

Определим расход Q_Ц2 жидкости, вытекающей из штоковой полости

Определим перепады давлений

 

Аналогично могут быть уточнены значения ΔР и для другой гидроаппаратуры.

При подсчете перепада давления на фильтре отношение Q_Ц2 / Q*_Ф подставлять нужно в первой степени, т.к. режим движения жидкости в фильтре ламинарный:

Для определения действительных перепадов  давления в трубах сначала определим  среднюю скорость движения жидкости в сливной магистрали l₂

 

Далее определим числа Рейнольдса

 

где ν - кинематическая вязкость масла, которая определяется по формуле:

 

здесь ν_50º - кинематическая вязкость индустриального масла И-70, м²/с; 
T_М - температура масла, ºС; 
n - показатель степени, зависящий от ν50º.

Поскольку Re₁ и Re₂ меньше критического числа, режим течения в трубах ламинарный, поэтому коэффициент гидравлического сопротивления определим по формуле

 

 

Определив коэффициенты гидравлического  трения λ, находим перепады давлений в трубах:

где ρ - плотность рабочей жидкости, для И-70 ρ = 910 кг/м³; 
λ₁ и λ₂ - коэффициент гидравлического трения для напорной и сливной гидролинии соответственно.

Поскольку перепады давлений на дросселе зависят от степени его открытия, то оставим их такими же, как и ранее ΔP_{ДР 1} = 0,25 МПа.

По уточненным перепадам давлений находим перепад давлений в полостях силового гидроцилиндра 

P₂ = ΔР_ДР + ΔР_{зол 2} + ΔР_Ф + ΔР₂ = 
0,25 + 0,41 + 0,11 + 0,105= 0,875 МПа

По формуле определим P₁

и уточним давление, развиваемое  насосом 

Р_Н = Р₁ + ΔР_{зол 1} + ΔР₁ = 1.67+ 0,54 + 0,09 = 2.3 МПа.

3. Определение КПД гидропривода

Определим КПД гидропривода, учитывая, что он работает при постоянной нагрузке.

Общий КПД проектируемого гидропривода, работающего при постоянной нагрузке определим по формуле

где N_пр - затрачиваемая мощность привода (насосной установки),

где η - общий КПД насоса при расчетных  значениях давления, расхода, вязкости рабочей жидкости и частоты вращения приводного вала насоса;

N_пол - полезная мощность привода, которая определяется по заданным нагрузкам и скоростям гидродвигателей: для привода с гидроцилиндром

N_пол = R υ_ПРz = 13·0,08 = 1,04кВт,

где z - число силовых цилиндров, включенных в привод.

 

 

Общий КПД проектируемого гидропривода η_общ = 0,41. Причина такого низкого КПД в потерях на преодоление сил трения

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4. Расчет объема гидробака

 

Определим потери мощности в гидроприводе, переходящие в тепло, найдя разницу  между затрачиваемой мощностью  и полезной

ΔN = N_пр - N_пол =2,54– 1,04 = 1,5 кВт.

Количество тепла E_пр, выделяемое в гидроприводе в единицу времени, эквивалентно теряемой в гидроприводе мощности ΔN

E_пр

ΔN, т.е. Е_пр = 1,5 кВт

Перепад температур между рабочей  жидкостью и окружающим воздухом

ΔT = T_M - T_O = 65 - 15 = 50 °C

Площадь поверхности теплообмена, необходимая для поддержания перепада ΔT_уст ΔT

где K_тр и K_б - коэффициенты теплопередачи труб и гидробака, Вт/(м²·ºС).

Примем K_тр = 12 Вт/(м²·ºС) и K_б = 8 Вт/(м²·ºС), тогда

 

Площадь поверхности теплообмена  складывается из поверхности труб Sтр, через которые происходит теплообмен с окружающей средой, и поверхности  теплоотдачи бака S_б

S_пов = S_тр + S_б

Определим площадь поверхности  труб

 

Найдя площадь поверхности гидробака, определим его объем V_б и округлим до стандартного значения в большую сторону

 

Округлив до стандартного значения объем бака V_б, принимаем его равным 0,25 литра.

Однако, согласно рекомендациям по проектированию гидропривода, объем гидробака должен быть в три раза больше объема масла, находящегося в трубопроводах и гидроаппаратах системы.

Определим объем рабочей жидкости, находящейся в гидросистеме. Объем  масла в трубах

 

Объем масла в гидроцилиндре

V_ГЦ =  F₁ S = 15,4·10^-3·0,5 = 0.0077 м³

Объем масла в гидронасосе равен  его рабочему объему

V_Н = q = 0,08 л.

Объем масла в фильтре можно  приближенно посчитать исходя из геометрических размеров выбранного фильтра. Стакан фильтра имеет цилиндрическую форму диаметром 110 мм и высотой 205 мм. Пластины занимают приблизительно 60% внутреннего объема фильтра. Исходя из этих геометрических характеристик объем масла, заполняющего фильтр равно

 

Объемом масла, находящегося в гидрораспределителе, дросселе можно принебречь

Таким образом, объем рабочей жидкости, находящейся в гидросистеме равен 

V = V_труб + V_ГЦ + V_Н + V_Ф = 5,02+ 7,7+ 0,08 + 0,8 = 13,6 л.

Тогда объем бака равен

V_б = 3V = 3 13,6= 40,8 л,

а округляя его до стандартного значения объема по ГОСТ 12448-80 примем объем бака V_б = 50 литров.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5. Построение нагрузочной характеристики  гидропривода

 

Нагрузочная характеристика гидропривода выражает зависимость скорости движения выходного звена от нагрузки на нем.

Применительно к схеме проектируемого гидропривода найдем перепад давлений на дросселе. Используя выражения (1) и (2), составим систему уравнений 

и, решая эти уравнения относительно ΔР_ДР, получим

Определим площадь проходного сечения  в дросселе по формуле:

где μ - коэффициент расхода  дросселя, для дросселей золотникового типа μ = 0,4 [10, с.50].

 

Далее для построения силовой характеристики привода зададимся рядом значений R и из выражения определим ΔР_ДР. Для этих значений ΔР_ДР, найдем скорости перемещения поршня

                                               

 Величину R следует изменять от нуля до максимального значения R _max, при котором скорость перемещения поршня равна нулю. Все вычисления сведем в табл.2.                                                               

 

                                            

 

                                                                                             Таблица 2

 

R, кН	ΔРДР, МПа	υП, м/с
0	1,314	0,08
2	1,165	0,692
4	1,016	0,585
6	0,866	0,428
8	0,717	0,367
10	0,568	0,215
12	0,419	0,152
13	0,341	0,046

По данным вычислений строится график υ_П = f(R) (рис.10).

 

Рис.10. Нагрузочная характеристика

 

 

 

 

 

 

Список литературы

 

1. Андреев А.Ф., Барташевич Л.В., Боглан  Н.В. и др. Гидро- пневмоавтоматика  и гидропривод мобильных машин.  Объемные гидро- и пневмомашины и передачи. - Минск: Высшая школа, 1987. 310 с.

2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя.  В 3-х Т. - 5-е изд., перераб. и  доп. Том 3 - М.: Машиностроение, 1980 г. - 559 с. 

3. Башта Т.М. Гидропривод и  гидропневмоавтоматика. - М.: Машиностроение, 1972. - 320 с.

4. Башта Т.М., Руднев С.С., Некрасов  Б.Б. и др. Гидравлика, гидромашины  и гидроприводы: Учебник. 2-е изд., перераб. - М.: Машиностроение, 1982. - 423 с.