Тема 24. Расчет мощности и подачи насосов

Мощность привода нерегулируемого насоса определя­ют по формулам:

для привода гидроцилиндров –

Вт, (42)

для привода гидромоторов –

Вт, (43)

где z - число одновременно включаемых гидроцилинд­ров и гидромоторов; Т - усилие на штоке гидроцилиндра, Н; - скорость поршня, м/с; М_м - крутящий момент на валу гидромотора, Н · м; - угловая скорость вала гидромотора, с^-1; - число оборотов вала гидро­мотора, об/мин; , , - гидромеханические КПД насоса, гидроцилиндра и гидромотора соответствен­но.

Если в гидроприводе несколько гидроцилиндров, то мощность привода насоса находят по сумме мощностей наибольшего количества одновременно работающих гид­родвигателей:

, Вт, (44)

где и - мощность привода гидроцилиндров и гидромоторов соответственно.

При питании гидродвигателей от нескольких автономных насосов, подающих жидкость в одну напорную линию, мощность привода определяется так же, как и для одного насоса, а затем пропорционально их подачам рассчитывается для каждого отдельного насоса. В случае двух- или трехпоточной гидросистемы с насосами, обеспечива­ющими функционирование разных групп гидродвигателей, расчет мощности привода каждого насоса произво­дится отдельно. Если известна требуемая подача насоса, необходимая для обеспечения заданной скорости поршня гидроцилиндра или вала гидромотора, то мощность при­вода нерегулируемого насоса определяют по формуле:

, Вт, (45)

где Р_ном - номинальное давление, Па; Q_н - подача на­соса, м³/с.

В формулах (42), (43) и (45) значения Т и М_м получают силовым расчетом рабочего оборудования гидрофицированной машины или задаются преподавателем-руководителем проекта. Параметры v_П и определяют кинематическим расчетом или так же даются в задании на проектирование. Значения КПД насосов выбирают из их технических характеристик (см. параграф 4.1), КПД цилиндров можно выбирать по следующим рекомендациям:

при Р_ном = 32 МПа = 0,98; при Р_ном = 25 МПа = 0,97; Р_ном = 20 МПа, = 0,96; Р_ном = 16 МПа, = 0,95; Р_ном = 14 МПа, = 0,94; Р_ном = 10 МПа, = 0,93.

Мощность привода регулируемых насосов определяют по тем же формулам, но полученный результат необходимо разделить на диапазон регулирования подачи насосов (п'), который для отечественных насосов можно принимать равным 1,8 - 2,4 [7].

Зная мощность привода, можно рассчитать требуемую подачу насосов:

, м³/c. (46)

Если в проекте выполняется модернизация гидропри­вода машины, то известны диаметры гидроцилиндров. В этом случае подачу насоса можно определить из уравне­ния неразрывности потока жидкости:

, м³/с, (47)

где S_П - площадь поперечного сечения поршневой по­лости гидроцилиндра, м²; - скорость перемещения пор­шня, м/с; D_П - диаметр поршня, м.

По известной подаче и выбираемому из технических характеристик рабочему объему насоса определяем число оборотов вала:

, об/с, (48)

где z - число насосов, подающих поток жидкости в одну гидролинию; q_H - рабочий объем насоса, см³/об; - объемный КПД насоса.

Следует помнить, что расчетное число оборотов вала насоса должно находиться как можно ближе к номинально­му числу, указанному в технических характеристиках (см. п. 4.1.). В этом случае его режим работы будет оптималь­ным. Из этих же таблиц выбирают рабочий объем и объ­емный КПД насоса. Если в результате расчета число обо­ротов вала оказалось выше или ниже рекомендованных техническими характеристиками, то расчет повторяют, изменив число насосов или рабочий объем. В реальном проектировании конструктор при невозможности добиться хорошей сходимости расчетного числа оборотов с номи­нальным, изменяет исходные данные проекта. В учебном проектировании допускается отклонение расчетного чис­ла оборотов от номинального на 10%.

В случае, когда насос пристыковывается через муфту к валу двигателя внутреннего сгорания (а не к коробке от­бора мощности и т. п.), обороты насоса принимаются рав­ными номинальным оборотам двигателя. Тогда формула (48) решается относительно рабочего объема насоса q_H. А предварительные исходные данные проекта конструктор уточняет после окончательного выбора марки насоса.

При выборе числа и типа насосов необходимо помнить следующие практические рекомендации. Если расчет по­казывает необходимость применения двух и более насо­сов, то с целью унификации целесообразно использовать один тип и даже одну марку насосов. А тройники для сли­яния двух или трех потоков жидкости надо проектировать с большим радиусом закругления.

Применение более двух насосов, питающих одну на­порную гидролинию, не рекомендуется по следующим соображениям:

- появляется необходимость введения дополнитель­ного вала в коробку отбора мощности;

- гидросистема становится более разветвленной, что приводит к дополнительным потерям давления в трубоп­роводах;

- при слиянии потоков жидкости увеличиваются виб­рации и шум в гидросистеме.

Тип насоса выбирается на основе опыта проектирова­ния и эксплуатации аналогичных машин и зависит от ре­жима работы гидропривода. В гидросистемах легкого и среднего режимов работы целесообразно применять шес­теренные насосы, а для тяжелого и весьма тяжелого - аксиально-поршневые.

Следует помнить, что шестеренные насосы при одина­ковой вязкости жидкости имеют больший объемный КПД при низких температурах и меньший при высоких темпе­ратурах, чем аксиально-поршневые насосы.

Выбор распределителей

Тип и марку распределителя выбирают по номиналь­ному давлению, подаче насоса и количеству гидродвига­телей. Для гидроприводов, работающих в легком и сред­нем режимах, обычно выбирают моноблочные (Р_ном = 14 и 16 МПа) распределители, а для тяжелого и весьма тяжелого режимов эксплуатации (с аксиально-поршневыми насосами) секционные и моноблочные (Р_ном = 32 МПа).

Гидравлическая схема секционного распределителя со­ставляется из напорной секции, требуемого числа рабо­чих секций в соответствии с количеством гидродвигате­лей и сливной секции (см. рис. 31 и табл. 22).

Расчет и выбор регулирующей гидроаппаратуры

При проектировании гидроприводов регулирующая гидроаппаратура обычно не рассчитывается, а выбирает­ся по номинальному давлению, потоку жидкости и услов­ному проходу. Однако при необходимости применения оригинальных конструкций регулирующей гидроаппара­туры некоторые параметры определяются расчетным пу­тем, а геометрические размеры выбираются аналогично нормализованной гидроаппаратуре. При проектировании гидроаппаратуры рассчитывают следующие параметры:

- площадь поперечного сечения проходных окон и каналов;

- силу трения золотника (клапана);

- усилие поджатия и параметры пружины;

- требуемую величину хода золотника (клапана);

- площадь проходного сечения дросселя.

Площадь сечений проходных окон и каналов опреде­ляют по формуле,

, м²,

где Q - поток рабочей жидкости через сечение, м³/с; v - скорость потока жидкости, м/с.

Скорость потока жидкости в каналах и окнах гидроап­паратуры выбирают от 6 до 12 м/с, причем большие зна­чения скорости соответствуют большим давлениям жид­кости и наоборот.

Силу трения золотника или клапана приближенно мож­но вычислить по формуле,

, Н, (49)

где d - диаметр золотника (клапана), м; L - суммарная длина поясков золотника, одновременно контактирующих с корпусом, м; Р - давление потока жидкости, Па; μ - коэффициент трения золотника (0,02 - 0,05); k - коэффициент, зависящий от точности изготовления зо­лотника (рис. 49).

Усилие поджатия пру­жины и ее геометрические параметры определяют из условия равновесия золотника по ГОСТ 13767-86. Величину хода золотника принимают конструктив­но из условия равенства площади поперечного сечения канала и площади открываемой золотником щели.

Рисунок 49 – Зависимость коэффициента k от диаметра золотника.

Перепад давления на дросселях определяют по форму­ле

Па, (50)

где ρ - плотность жидкости, ; Q - расход жидкости, м³/с; S_др - площадь сечения дроссельного отверс­тия, м²; ξ - коэффициент местного сопротивления (расхода), для щелевых дросселей: 0,64 - 0,70, для игольчатых дросселей: 0,75 - 0,80; b - поправочный коэффициент, учи­тывающий влияние вязкости жидкости на местные поте­ри давления.

Пропускная способность дросселя определяется,

м³/с (51)

в формуле (51) значение величин соответствует формуле (50).

Расчет трубопроводов

Под гидравлическим расчетом понимают определение внутреннего диаметра трубы на основе рекомендованных значений скорости потока жидкости.

Внутренний диаметр трубы и площадь ее поперечного сечения, находят из уравнения неразрывности потока жидкости (см. формулу 47):

м, (52)

м²,

где Q - величина потока жидкости через трубу, м³/с; v - скорость потока жидкости, м/с.

Скорость потока жидкости выбирается конструктивно в зависимости от назначения трубопровода, давления жидкости в нем и условий эксплуатации гидрофицированной машины.

Отечественный и зарубежный опыт проектирования и эксплуатации самоходных машин с гидроприводом поз­воляет рекомендовать следующие значения скорости по­тока жидкости, м/с:

а) для всасывающего трубопровода: 0,8-1

б) для сливного трубопровода: 1,4-2

в) для напорного трубопровода: 3,6-4

Меньшие значения скорости принимаются для машин северного исполнения, большие - для машин обычного исполнения (умеренного климата).

В дренажных трубопроводах необходимо обеспечивать свободный слив утечек жидкости, поэтому независимо от объема этих утечек минимальный диаметр дренажной ли­нии должен быть в пределах 8 - 10 мм. При значительных утечках жидкости (более 2 л/мин) диаметр дренажного трубопровода выбирают так, чтобы давление в дренажной линии было не выше 0,15 МПа, а скорость потока жид­кости соответствовала скорости всасывающего трубопро­вода.

После расчета всасывающего, сливного и напорного трубопроводов их диаметры уточняют в соответствии с ГОСТом (см. табл. 66 и 67), а затем по уточненным дан­ным определяют действительные скорости потока жид­кости в указанных трубопроводах и эти значения исполь­зуют в дальнейшем расчете гидропривода.