Гидравлическое масло вмгз (ту 38 – 101479 – 74)

Предназначено для гидроприводов строительных, дорожных, коммунальных и других мобильных машин в качестве зимнего сорте в районах умеренного климата в интервале температур от минус 55 до 70С в зависимости от типа применяемого насоса.

Применение гидравлического масла ВМГЗ позволяет:

• значительно расширить географическую зону надежности эксплуа­тации машин с гидроприводом;

• обеспечит при низких температурах работу гидропривода без предварительного разогрева и круглогодичную эксплуатации машин с гидроприводом в северных и северо-восточных районах без сезонных замен рабочей жидкости.

Срок эксплуатации гидравлического масла ВМГЗ без замены состав­ляет 3500 – 4000 часов работы, т.е. в 2 – 3 раза больше, чем у других неспециальных масел.

Гидравлическое масло мг (ту 38 – 10150 – 79)

Применение гидравлического масла МГ – ЗО позволяет:

• обеспечить во многих районах всесезонную эксплуатацию машин без замены рабочей жидкости в течение 3500 – 4000 ч.;

• заменить более 20 сортов индустриального масла.

ПРИМЕНЕНИЕ В ГИДРОСИСТЕМАХ

Применение в гидросистемах строительных и дорожных ма­шин только двух основных гидравлических масел ВМГЗ и МГ – 3О поз­воляет существенно уменьшить их расход, сократить дополнительные затраты на их транспортировку и хранение, повысить производительность и надежность работы гидрооборудования, главным образом вследствие уменьшения загрязнения гидросистем при смене рабочих жидкос­тей, обеспечить работоспособность гидропривода в широком диапазоне изменения температуры окружающей среды.

При отсутствии основных сортов рабочих жидкостей допускается использование заменителей.

В гидросистемах машин с шестеренными насосами допускается использование дизельных масел (ГОСТ 8581 – 78, ТУ 38 – 1 – 1 – 210 – 68 и др.), имеющих при 50 С вязкость 60 – 70 мм/с для летнего сорта и 40 – 50 мм²/с – для зимнего.

Выбор конкретной марки рабочей жидкости проектируемого гидропри­вода определяется диапазоном рабочих температур при эксплуатации, давлением в гидросистеме, скоростями движения выходных звеньев гидродвигателей, применяемыми конструкционными материалами уплот­нении, особенностями эксплуатации.

Как правило, при этом имеют в виду следующие основные критерии:

1. Плотность рабочей жидкости – это отношение массы жидкости к ее объему. Плотность зависит от температуры давления. Повышение тем­пературы рабочей жидкости на 1С может увеличить давление в замк­нутом объеме гидросистемы машины на 0,97 МПа. Поэтому в замкнутых гидроприводах машин, эксплуатируемых при широком диапазоне изменения температуры рабочей жидкости, устанавливают предохранительные и другие клапаны, а также устройства, компенсирующие увеличение температурного объема рабочей жидкости.

2. Вязкость рабочей жидкости – характеризует силы внутреннего трения при работе гидросистемы во всем диапазоне рабочих температур. С понижением температуры вязкость рабочей жидкости повышается, что ухудшает ее прокачиваемость. С повышением температуры вязкость понижается и в результате уменьшается сопротивление движению эле­ментов гидрооборудования, но в то же время возрастают внутренние утечки рабочей жидкости.

Работа гидрооборудования обеспечивается при вязкости рабочей жидкости находящейся в диапазоне 10 – 33 мм²/с.

Рабочую жидкость, имеющую повышенную вязкость, наиболее целесооб­разно использовать в гидроприводе при высоком давлении (от 25МПа и выше) для уменьшения объемных потерь через малые зазоры в сколь­зящих парах трения и для предотвращения утечек при повышенной температуре вследствие уменьшения вязкости. Однако в гидроприводах, имеющих незначительные зазоры в скользящих парах трения, повышенная вязкость вызывает значительные потери мощности, но трение, т.к. величина этих потерь прямо пропорциональна вязкости. Для повышения гидромеханического КПД необходимо применять рабочую жидкость по­ниженной вязкости. Это оправдано еще и тем, что течение жидкости всегда сопровождается трением внутренних слоев вязкой жидкости и гидравлическими потерями за счет местных сопротивлений, встречающихся, но пути движения жидкости. Однако чрезмерное снижение уровня вязкости при положительной температуре вызывает повышенные объемные потери через подвижные соединения и уплотнения, резкое снижение уровня вязкости при положительной температуре вызывает повышенные объемные потери через подвижнее соединения и уплотнения резкое снижение производительности и интенсивный износ скользящих пар трения наиболее ответственных деталей гидрооборудования. Низ­кий уровень вязкости жидкости не обеспечивает гидродинамическую смазку, не позволяет ей предотвращать контактирование и износ рабо­чих деталей гидрооборудования. Исследованиями установлено, что минимальный уровень вязкости рабочей жидкости не должен быть ниже допустимого для насосов: шестеренных – 12 – 15сСТ, пластинчатых – 10 – 12сСТ, поршневых – 8 – 10сСТ.

Из всей совокупности марок рабочих жидкостей, приведенных в т. следует выбрать одну, свойства которой в максимальной степени удовлетворяют перечисленным критериям, рекомендовать ее в качестве рабочей жидкости проектируемого гидропривода.

Рабочую жидкость выбирают из условия, что температура ее засты­вания должна быть на 15 – 20С ниже минимальной температуры окружающей среды.

При выборе рабочей жидкости рекомендуется использовать данные, приведенные в п. 10; 11.

Характеристика выбранной рабочей жидкости сводится в таблицу с указанием основных параметров и их значений.

ВЫБОР ГИДРОЦИЛИНДРА

НАЗНАЧЕНИЕ:

Гидроцилиндры являются объемными гидродвигателями, предназначенными для преобразования энергии потока рабочей жидкости в механическую энергию выходного звена.

КЛАССИФИКАЦИЯ:

В зависимости от рабочего цикла, скоростей и усилий, которые должны развивать исполнительные механизмы, на строительных и дорожных машинах применяют гидроцилиндры различных типов с различными способами их включения в объемную гидропередачу.

Гидроцилиндры могут быть одностороннего и двустороннего дейст­вия, поршневые с односторонним или двусторонним штоком и телеско­пические. В гидроцилиндрах одностороннего действия обратный ход совершается под действием внешней нагрузки, а в гидроцилиндрах двустороннего действия - под действием рабочей среды (как и прямой ход).

В зависимости от назначения гидроцилиндров давления должны соответствовать следующим значениям [11, т. 2.24, с. 86]

Область применения гидроцилиндров	Давление, МПа
	Номинальное	Максимальное	Пиковое
Землеройно-планировочные, мелиоративные, коммунальные, торфодобывающие и другие мобильные машины.	10	14	20
	16	20	32
	25	32	40
	32	40	50
Грузоподъемные и подъемно – транспортные машины и механизмы.	16	20	25

Для приводов рабочих органов СиДМ наиболее широко применяют поршневые гидроцилиндры двухстороннего действия с односторонним штоком. Усилие на штоке ми его перемещение могут быть направлены в обе стороны в зависимости от того, в какую из полостей нагнетается рабочая жидкость, обычно противоположная полость при этой соединяется со сливной линией.

Гидроцилиндры с двусторонним штоком применяют в основном для поворота рабочего оборудования навесных экскаваторов, причем под­вижным звеном является корпус гидроцилиндра.

Основными параметрами гидроцилиндров являются номинальное давление Р_ном, диаметр цилиндра (поршня)D, диаметр d и ход L штока. Диаметры D и d определяют усилие, развиваемое гидроцилиндром при заданном давлении.

По условиям применения гидроцилиндров СиДМ можно разделить на три основные группы:

• машины, у которых гидроцилиндры приводят в действие, рычажный механизм рабочего оборудования, совершая повторяющуюся циклически полезную работу (одноковшовые экскаваторы, фронтальные погрузчики, и т.п.);

• машины, у которых гидроцилиндры перемещают рабочий орган, совершая также полезную работу в процессе движения (скреперы, автогрей­деры, бульдозеры и др.);

• мамины, у которых гидроцилиндры устанавливают рабочий орган (или всю машину) в определенное положение, после чего последний пере­мешается либо за счет движения самой машины, либо с помощью от­дельного привода, при этом гидроцилиндр в рабочем цикле не участвует, (штоки не двигаются).

Режим работы, характеризующийся средним уровнем давления за рабо­чий цикл, скоростью передвижения штока, максимальный и пиковым давле­ниями в полостях гидроцилиндра, а также количеством включений в течении рабочего дня и климатическими условиями, -является сущест­венным фактором, влияющим на выбор гидроцилиндра, и как следствие, на его эксплуатационные свойства.

В Минстройдормаше с 1981г. введен ОСТ 22 – 1417 – 79 “Гидропривод объемный. Гидроцилиндры поршневые двустороннего действия общего назначения на Р_ном 10, 16, 25, 32 МПа. Типы, основные параметры и размеры”.

Гидроцилиндры выпускают в двух исполнения: с нормальным и увеличенным диаметром штока. Гидроцилиндры с увеличенным диаметром штока выбирается в тех случаях, когда рабочий ход его происходит при подаче жидкости в поршневую полость и шток воспринимает большую нагрузку. Кроме того, гидроцилиндры с увеличенным штоком обеспечивают более высокую скорость Х.Х., что снижает время цикла и повышает производительность машины. Если рабочий ход осуществляется при подаче на жидкости в штоковую полость, выбирают гидроцилиндры с нормальным диаметром штока.

РАСЧЕТ ГИДРОЦИЛИНДРА.

Площадь поршня

,

где F – усилие на штоке гидроцилиндра, кН;

Р – номинальное давление, МПа.

Диаметр цилиндра

расчетная величина D должна быть округлена до большего ближайшего значения из установленного ГОСТ 12447 – 80 ряда номинальных диаметров (мм) (пр.3).

Выбор основных параметров гидроцилиндра:

D – внутренний диаметр цилиндра

d – диаметр штока (выбираем гидроцилиндры с нормальным диаметром штока,  =1,25)

L – ход поршня

Выбор исполнения гидроцилиндра и способ его крепления

Определение расхода рабочей жидкости для гидроцилиндров с односторонним штоком при подаче рабочей жидкости в поршневую полость:

при подаче рабочей жидкости в штоковую полость:

с двусторонним штоком:

где _n – скорость поршня, м/с;

_ш – скорость штока, м/с;

_v – объемный КПД гидроцилиндра, для любых гидроцилиндров _v =1.

Если отношение между диаметром поршня и штоком то для гидроцилиндра с односторонним штоком можно обеспечить равенство усилий и скоростей при движении в обе стороны.

Определение полного КПД гидропривода

.

Определение мощности одного гидроцилиндра

.

Пример расчета гидроцилиндра, на примере гидравлического погрузчика L – 34, фирмы Huta Snalowa Wola (Польша).

Площадь поршня

,

где F – усилие на штоке гидроцилиндра, кН;

Р – номинальное давление, МПа.

Диаметр цилиндра

расчетная величина D должна быть округлена до большего ближайшего значения из установленного ГОСТ 12447 – 80 ряда номинальных диаметров.

Принимаем D гидроцилиндра по ГОСТ 12447 – 80 ряда номинальных диаметров равным 145 мм.

Выбор основных параметров гидроцилиндра:

D – внутренний диаметр цилиндра

d – диаметр штока (выбираем гидроцилиндры с нормальным диаметром штока,  =1,25)

L – ход поршня

Выбор исполнения гидроцилиндра и способ его крепления

Определение расхода рабочей жидкости для гидроцилиндров с односторонним штоком при подаче рабочей жидкости в поршневую полость:

при подаче рабочей жидкости в штоковую полость:

где _n – скорость поршня, м/с;

_ш – скорость штока, м/с;

_v – объемный КПД гидроцилиндра, для любых гидроцилиндров _v =1.

Определение полного КПД гидропривода

,

где _м=0,97

Определение мощности одного гидроцилиндра

.

Выбор гидромотора

Назначение:

Гидромотор предназначен для преобразования энергии потока рабочей жидкости, развиваемой насосом, в энергию вращения выходного вала, приводя в движение исполнительный механизм машины.

Классификация:

В гидроприводе строительных и дорожных машин наибольшее распространение получили шестеренные и аксиально-поршневые гидромоторы, реже – пластинчатые и радиально – поршневые.

Гидромоторы подразделяют на высокомоментные и низкомоментные. К высокомоментным относятся тихоходные (n_об =0 – 7 об/с) гидромоторы, передающие большие крутящие моменты М_кр =500 – 100000 Нм. К низкомоментным гидромоторам относятся быстроходные (n_об =8 – 50 об/с) гидромоторы предназначенные для создания наибольших крутящих моментов М_кр =10 – 600 Нм.

Расчет гидромотора.

Выбор гидромотора производится по номинальному давлению, крутящему моменту на валах гидромотора и частоте вращения вала.

Действительный расход рабочей жидкости гидромотором:

Зная теоретический крутящий момент, находим перепад давления в гидромоторе:

Потребляемая гидромотором мощность:

Объемный фактический КПД:

Отдаваемая гидромотором мощность:

где

где

Эффективный КПД гидромотора:

Номинальная мощность гидромотора:

где

Уточнение частоты вращения вала гидромотора:

Пример расчета гидромотора, на примере гидравлического погрузчика L – 34, фирмы Huta Snalowa Wola (Польша).

Назначение:

Гидромотор предназначен для преобразования энергии потока рабочей жидкости, развиваемой насосом, в энергию вращения выходного вала, приводя в движение исполнительный механизм машины.

Классификация:

В гидроприводе строительных и дорожных машин наибольшее распространение получили шестеренные и аксиально-поршневые гидромоторы, реже – пластинчатые и радиально – поршневые.

Гидромоторы подразделяют на высокомоментные и низкомоментные. К высокомоментным относятся тихоходные (n_об =0 – 7 об/с) гидромоторы, передающие большие крутящие моменты М_кр =500 – 100000 Нм. К низкомоментным гидромоторам относятся быстроходные (n_об =8 – 50 об/с) гидромоторы предназначенные для создания наибольших крутящих моментов М_кр =10 – 600 Нм.

Выбираем тип гидромотора: Аксиально-поршневой 310. 56

Рабочий объем 56 см³

Номинальное давление 20 МПа

Частота вращения:

Номинальная 1500 мин^-1

Максимальная 3000 мин^-1

КПД:

Объемный 0,95

Механический 0,94

Общий 0,92

Масса 17 кг

Номинальный вращающий момент 171Н· м

Расчет гидромотора

Выбор гидромотора производится по номинальному давлению, крутящему моменту на валах гидромотора и частоте вращения вала.

Основные параметры гидромотора:

Действительный расход рабочей жидкости гидромотором:

Зная теоретический крутящий момент, находим перепад давления в гидромоторе:

Потребляемая гидромотором мощность:

Отдаваемая гидромотором мощность:

где

Эффективный КПД гидромотора:

Номинальная мощность гидромотора:

где

Уточнение частоты вращения вала гидромотора:

Выбор насоса.

Назначение:

Насос предназначен для обеспечения перемещения рабочей жидкости в процессе преобразования механической энергии приводного двигателя внутреннего сгорания или электромотора в энергию потока рабочей жидкости, следовательно, основное назначение насоса заключается в нагнетании рабочей жидкости в трубопроводы и создании в них потока.

Классификация:

Различают насосы с вращательным движением выходного звена шестеренные и лопастные (пластинчатые), которые широко используют в гидроцилиндрах экскаваторов и кранов.

Шестеренные насосы имеют постоянную подачу и работают в диапазоне 500 – 2500 об/мин при чистом пусковом моменте; их КПД в зависимости от частоты вращения, давления и вязкости рабочей жидкости колеблется в пределах 0,65 – 0,85.

Лопастные насосы рассчитаны на давление в гидросистеме до 14 – 17 МПа, КПД составляет 0,80 – 0,85.

В гидросистемах легкого и среднего режима работы целесообразно применять шестеренные насосы, а для тяжелого и весьма тяжелого режимов – аксиально – и радиально-поршневые насосы.

Расчет насоса.

Для определения подачи насоса находят сначала его мощность, как сумму мощностей всех одновременно работающих гидродвигателей.

Мощность насоса:

где _с=1,1 – 1,3 – коэффициент запаса по скорости;

_y=1,1 – 1,2 – коэффициент по усилию;

N_D – суммарная мощность всех одновременно работающих гидродвигателей.

Необходимая подача насоса:

По известным значениям Q_н и Р выбирается насос, т.к. гидромоторы и гидронасосы являются обратными гидромашинами, то для унификации гидропривода принимают насос типа ________.

Фактическая подача насоса:

Рабочий объем насоса V₀, см³

Частота вращения вала насоса n, об/мин

Объемный КПД _v

Полный КПД 

Определяем частоту вращения вала насоса, обеспечивающую необходимую подачу:

где i – число насосов.

Крутящий момент на валу насоса:

Потребляемая насосом мощность:

где М_ф=М_т_м – фактический крутящий момент на валу насоса.

Отдаваемая насосом мощность:

Эффективный КПД насоса:

Номинальная мощность на валу насоса:

Пример расчета гидронасоса, на примере гидравлического погрузчика L – 34, фирмы Huta Snalowa Wola (Польша).

Расчет насоса.

Для определения подачи насоса находят сначала его мощность, как сумму мощностей всех одновременно работающих гидродвигателей.

Мощность насоса:

где _с=1,1 – 1,3 – коэффициент запаса по скорости;

_y=1,1 – 1,2 – коэффициент по усилию;

N_D – суммарная мощность всех одновременно работающих гидродвигателей.

Необходимая подача насоса:

По известным значениям Q_н и Р выбирается насос, т.к. гидромоторы и гидронасосы являются обратными гидромашинами.

Принимаем стандартные гидронасосы. Для гидравлики рабочей системы: зубчатый гидронасос типа РЗСЗ120С5В26А, у которого расход рабочей жидкости при оборотах 1500 об/мин – 245 л/мин; для гидравлики системы поворота: зубчатый гидронасос двойной типа РС2 110/1613 С5В26С23А, у которого выдача при оборотах 1500 об/мин – 63 л/мин; для гидравлики системы привода: зубчатый насос РС2110С5В26А, у которого выдача при оборотах 1500 об/мин – 63 л/мин.

Конструкция и расчет гидролиний.

При проектировании к гидролиниям предъявляются рад требований достаточная прочность, минимальные потери давления на преодоление гидравлических сопротивлений, отсутствие утечек рабочей жидкости, исключение образования в трубопроводах пробок и воздушных пузырей.

Гидролинии различают: всасывающие, напорные, сливные, управления и дренажные, в которых рабочая жидкость движется к насосу, от насоса в гидробак, к устройствам управления и на слив в виде внутренних утечек из гидроагрегатов.

Для гидролиний небольшого диаметров (менее 13 мм) используют трубы из цветного металла – медные, реже из алюминиевого сплава, а также рукава из резинотканевые и трубы из полимерных материалов, которые проще в изготовлении и в обслуживании.

Для гидроприводов низкого давления используют сварные трубы из холоднокатаной полосовой стали, которая скручивается в трубу, сваривается и калибруется.

Для гидролиний высокого давления применяют холоднотянутые трубы из высококачественной стали.

Для трубопроводов, рассчитанных на номинальное давление 16 МПа и выше, применяют соединения труб с врезающимся кольцом, а при номинальном давлении от 0,16 – 16 МПа – рукава высокого давления с неразъемными наконечниками.

Выполнить проектирование и расчет гидролиний – это, значит, выбрать тип, материал трубопровода и найти основные его размеры:

• для жестких трубопроводов – условный проход d, мм; наружный диаметр d_н, мм; толщину стенки S, мм;

• для рукавов – условный проход d, мм; число металлических оплеток (тип) и группу.

Гидролиния гидропривода условно разбивается на участки:

• между насосом и гидробаком – всасывающая;

• между насосом и гидродвигателем – напорная;

• между гидродвигателем и гидробаком – сливная.

Для гидролиний каждого из участков необходимо провести свое проектирование по зависимости:

где _ж – допустимая скорость течения рабочей жидкости, м/с

для напорной линии – 3 – 6 м/с;

для всасывающей – 0,5 – 1,5 м/с;

для сливной 1,4 – 2,2 м/с.

Q – наибольший возможный расход рабочей жидкости, л/мин

во всасывающей и напорной гидролиниях равен подаче насоса;

в сливной гидролинии:

Если гидросистема содержит более одного гидродвигателя, то в их общих гидролиниях (всасывающей, напорной, сливной) расход рабочей жидкости Q должен определятся как сумма возможных наибольших расходов всех одновременно работающих гидродвигателей.

Полученные значения условных проходов округляются до стандартных значений:

Уточненные значения скорости течения рабочей жидкости:

Минимальная толщина стенки жесткого трубопровода определяется из условия прочности под действием внутреннего давления Р_ном, МПа:

где []_р – допустимое напряжение материала трубопровода на разрыв:

для стальных труб – 140 МПа;

для медных труб – 90 МПа;

для алюминиевых – 80 МПа.

При выборе окончательного значения толщины стенки трубопровода S, мм, необходимо округлить величину в большую сторону до стандартного значения таким образом, чтобы наружный диаметр, мм, d_н=d+2S был равен одному из стандартных значений.

С учетом возможных механических повреждений толщина стенок стальных трубопроводов должна быть не менее 0,5 мм, а медных и алюминиевых – 0,8 – 1,0 мм.

Тип и группа рукавов высокого давления определяется в зависимости от величины и давления рабочей жидкости в трубопроводе. Для подходящего типоразмера рукава максимальное давление должно быть не менее рабочего давления в трубопроводе.

Пример расчета гидролинии, на примере гидравлического погрузчика L – 34, фирмы Huta Snalowa Wola (Польша).

Гидролиния гидропривода условно разбивается на участки:

• между насосом и гидробаком – всасывающая;

• между насосом и гидродвигателем – напорная;

• между гидродвигателем и гидробаком – сливная.

Для гидролиний каждого из участков необходимо провести свое проектирование по зависимости:

где _ж – допустимая скорость течения рабочей жидкости, м/с

для напорной линии – 3 – 6 м/с;

для всасывающей – 0,5 – 1,5 м/с;

для сливной 1,4 – 2,2 м/с.

Возможный наибольший расход рабочей жидкости

во всасывающей и напорной гидролиниях равен подаче насоса;

в сливной гидролинии:

Q – наибольший возможный расход рабочей жидкости, л/мин

во всасывающей и напорной гидролиниях равен подаче насоса;

Определение номинального расхода жидкости необходимого для работы одного гидроцилиндра:

Предварительные значения условного прохода:

для напорной

для всасывающей

для сливной

Если гидросистема содержит более одного гидродвигателя, то в их общих гидролиниях (всасывающей, напорной, сливной) расход рабочей жидкости Q должен определятся как сумма возможных наибольших расходов всех одновременно работающих гидродвигателей.

Полученные значения условных проходов округляются до стандартных значений:

Уточним действительные скорости потока жидкости:

Минимальная толщина стенки жесткого трубопровода определяется из условия прочности под действием внутреннего давления Р_ном, МПа:

где []_р – допустимое напряжение материала трубопровода на разрыв:

для стальных труб – 140 МПа;

для медных труб – 90 МПа;

для алюминиевых – 80 МПа.

При выборе окончательного значения толщины стенки трубопровода S, мм, необходимо округлить величину в большую сторону до стандартного значения таким образом, чтобы наружный диаметр d_н был равен одному из стандартных значений, толщину стенки S принимаем равной 3 мм.

С учетом возможных механических повреждений толщина стенок стальных трубопроводов должна быть не менее 0,5 мм, а медных и алюминиевых – 0,8 – 1,0 мм.

Тип и группа рукавов высокого давления определяется в зависимости от величины и давления рабочей жидкости в трубопроводе. Для подходящего типоразмера рукава максимальное давление должно быть не менее рабочего давления в трубопроводе.