6. Выбор рабочих жидкостей

     Рабочая жидкость кроме основной функции – передача энергии от насоса к гидродвигателю – выполняет ряд важных функций: смазка трущихся поверхностей детали; удаление продуктов износа трущихся пар; предохранение их от коррозии; охлаждение гидравлической системы. Поэтому работоспособность и долговечность гидрооборудования зависит от правильности выбора рабочей жидкости.

  В гидроприводах строительно-дорожных и подъемно-транспортных машин применяются только загущенные минеральные масла, обладающие хорошей смазывающей способностью, химической стабильностью при повышенных температурах, хорошими антикоррозийными и противопенными свойствами. В настоящее время широко применяются следующие масла: МГ-20(МГ-22), МГ-30(МГ-32), ВМГ-3(МГ-15В), АМГ-10(МГ-15Б).

  Выбор марки масла должен производиться с учетом режима работы гидропривода, климатических и температурных условий, соответствия вязкости номинальному давлению, а также рекомендации заводов-изгото­ви­телей гидромашин.

   В гидроприводах, эксплуатируемых на открытом воздухе при температуре от +50 °С до -60 °С, рекомендуется применять не более двух сортов рабочей жидкости (летнее и зимнее) [1]. Уровень вязкости рабочей жидкости в условиях эксплуатации должен находиться в пределах 20-200 сСт (мм²/с). Допустимый диапазон вязкости масла при кратковременной эксплуатации может быть 10-2000 сСт (мм²/с).

  Температура застывания рабочей жидкости должна быть на 15–20 °С ниже наименьшей температуры окружающей среды, в которой будет эксплуатироваться гидросистема. Максимальная температура рабочей жидкости в гидросистеме не должна превышать 70–80 °С. Для обеспечения оптимального температурного режима гидросистем, работающих в тяжелых климатических условиях, необходимо предусматривать средства для охлаждения рабочей жидкости (маслорадиаторы) или прогрева (пропуск через предохранительный клапан насоса под максимальной нагрузкой).

Для выбора рабочей жидкости необходимо знать граничные величины температуры окружающего воздуха, которые зависят от климатической зоны эксплуатации.

Граничные температуры окружающего воздуха для различных климатических зон [1,5]:

        · Крайний Север и Сибирь      –50...+35 °С;

· районы средней полосы РФ       –35...+40 °С;

· южные районы страны          –25.. .+50 °С.

Рабочую жидкость выбирают также с учетом типа насосов и рекомендации заводов-изготовителей. ГОСТ 14892-69 рекомендует определенные пределы вязкости масла для нормальной работы различных насосов.

Масла МГ-20 и МГ-30 предназначены для гидроприводов, работающих на открытом воздухе в средних и южных районах (заменители: ИС-20,  ИС-30); ВМГЗ пригодно для всесезонной эксплуатации гидроприводов в районах Крайнего Севера, Сибири и Дальнего Востока, а в средней и южных зонах – в зимний период (заменитель – АМГ-10); МГ-30, силиконовая жидкость 7-50-СЗ рекомендуются для условий тропиков.

7. Расчет параметров и выбор гидродвигателя

Расчет гидравлического привода основан на условии равновесия поршня в рабочем цилиндре (рис. 1):

  ,              (2.1)

 где P – тяговое усилие поршня, Н; P_c – суммарные силы сопротивления перемещению, Н;

  ,                                        (2.2)

 где P_n – полезная нагрузка, Н; P_T – сила трения в уплотнении поршня и штока, Н; Р_и – сила инерции массы перемещаемых частей, разгоняемых при пуске, Н; P_Д – сила на преодоление противодействия в противоположной полости, Н.

 

Рис. 1. Расчетная схема гидроцилиндра

 

Поршень должен раз­вивать такое тяговое уси­лие Р, которое за вычетом сопротивлений должно преодолевать заданную полезную нагрузку.

Сила трения манжет о стенку цилиндра, Н (рис. 2)

 

  ,                           (2.3)

  Где f  – коэффициент трения манжеты о стенку цилиндра (прини­мается равным 0,15); D– диаметр цилиндра, см; b– высота манжеты (длина прилегания манжеты к стенке цилиндра), см; P– давление в рабочей по­лости цилиндра, МПа; P_Д – давление вытесняемой жидкости (0.2–0.3 МПа).

 

 

Рис. 2. Схема к расчету силы трения в уплотнении поршня: 1 – цилиндр; 2 – манжеты уплотнительные; 3 – поршень

 

Силы трения, вычисленные по этой формуле для манжет по ГОСТ 6969-54, составляют (0,05–0,15)Р. Для предварительных расчетов может быть принято

 

                                              (2.4)

 

Сила трения в сальнике с мягкой набивкой, Н,

 

                                     (2.5)

 

где f₁ – коэффициент трения мягкой набивки о шток, принимаемый равным 0,2; d– диаметр штока, см; h – длина сальника, см; P₁– давление в полости цилиндра, прилегающей к уплотнению, МПа.

Диаметр штока у гидравлических цилиндров – (0,2–0,7) D. Длина сальника принимается равной d. Значения сил трения в сальнике, вычисленные для указанных условий, будут находиться в пределах (0,03–0,14)P, Для предварительных расчетов может быть принято

 

   ,                                          (2.6)

 

Для цилиндров с односторонним штоком (рис. 2) потери на трение

 

    ,                                (2.7)

 

При расчете сил инерции полагают, что разгон перемещаемых частей происходит с ускорением a, нарастающим пропорционально времени t при коэффициенте пропорциональности к, т.е. a = к t. Следовательно,

 

,

 

Подставив вместо k его значение, получим

 

Откуда

 

Силы инерции, Н,

                                       (2.8)

 

где m – масса перемещаемых частей, кг;  – наибольшая скорость их движения, м/с (максимальная скорость перемещения, которую могут обеспечить гидроприводы, составляет 1–1,5 м/с); t – продолжительность разгона, которая практически находится в пределах 0,05–5 с (меньше величины относятся к более легким перемещаемым частям и меньшим скоростям, большие – к тяжелым частям и большим ско­ростям),

Сила на преодоление противодавления в противоположной по­лости цилиндра, Н,

    ,                                        (2.9)

 

где F – активная площадь поршня в противоположной полости цилиндра, см²; P_Д – давление вытесняемой жидкости, МПа.

Для предварительных расчетов можно принять

 

     ,                                       (2.10)

 

 Подставит полученные значения величии P_{T ,} Р_и и P_Д, подсчи­танный по формулам (2.7), (2.8), (2.10), в выражение (2.2) и решив его относительно P, получим формулу для расчета тягово­го усилия:

 

    ,                             (2.11)

 

Давление жидкости P в силовом цилиндре выбирают в зависи­мости от тягового усилия P. При меньших давлениях жидкости обеспечиваются более благоприятные условия для работы уплот­нений, но при больших усилиях габариты гидроцилиндров получа­ются очень громоздкими. Исходя из этого, невысокие давления жидкости P=1,6 МПа применяют при тяговых усилиях P = 10000 – 20000 Н. Для тяговых усилий P = 50000 – 100000 Н давление жидкости повышают до 10 МПа.

Выбор гидроцилиндров осуществляем по двум параметрам – величине хода поршня, которая выбирается конструктивно в соответствии с кинематической схемой, и внутреннему диаметру, который определяется расчетом.

Диаметр цилиндра определяется по формуле:

 

  ,                                        (2.12)

 

где p – давление рабочей жидкости, МПа; K_p – поправочный коэффициент, учитывающий влияние потерь давления в линиях нагнетания и слива, а также трения в уплотнениях штока и поршня гидроцилиндра (Kp = 1,15…1,30); P – тяговое усилие привода.

Расчетный диаметр цилиндра округляется в большую сторону. Далее определяем диаметр штока. Если давление рабочей жидкости p находится в пределах от 1,5 до 5,0 МПа, то диаметр штока найдем из соотношения d_ш/D  = 0,5, а если давление рабочей жидкости свыше 5 МПа из соотношения d_ш/D  = 0,7.

После определения величин D и d_ш  выбираем гидроцилиндр по ГОСТ 6540–68, или по ОСТ 12.44.099–78 (табл. А5 и А6 приложения). Манжеты для уплотнения штока и поршня гидроцилиндра выбираем по табл. Г1 и Г2 приложения.