2972

–расчет (формулы с расшифровкой символов; при необходимости – блок-схема расчета; вычисления и их результаты);

–выводы (анализ полученных результатов и их сравнение с целями, принятие решения о возможной корректировке, повторе расчетов и выборе элементов).

3.1. Гидропривод с дизельным двигателем

На рис. 1 изображена расчетная схема применительно к определению характеристик и выбору элементов гидропривода вращательного действия.

Рис. 1. Расчетная схема для определения характеристик и выбора элементов гидропривода вращательного действия

Мощность, которую необходимо подвести к рабочему органу Рро, следует вычислить через сопротивление его движению (Fро или Тро) и его скорость (υро или ωро).

Для РО поворотного действия (рис. 2), приводимого гидроцилиндром, средняя за время поворота мощность Рро = Еро / tро, где Еро – работа, которую необходимо совершить при повороте РО на

Рис. 2. Расчетная схема для определения мощности привода рабочего органа поворотного действия и выбора гидроцилиндра:

а) кинематическая схема; б) график

11

Работу Еро можно вычислить:

–через площадь А фигуры, ограниченной линией нагрузочной характеристики Тро = f (αро) и осями Тро и αро;

–через среднее значение вращающего момента Тро и полный

Мощность дизельного двигателя Рд зависит от мощности рабо-

чих органов Рро, одновременности их работы и КПД передач ηд-ро от дизеля до каждого рабочего органа. Мощность дизеля Рд связана с максимальной суммой мощностей одновременно включенных рабочих органов зависимостью

где kвых – коэффициент снижения выходной мощности дизеля изза колебаний нагрузки на рабочем органе, kвых ≈ 0,95; kз – коэффициент запаса, учитывающий износ дизеля и элементов гидропередачи, kз ≈ 1,15; ηд-ро – КПД передачи от вала дизеля до рабочего органа.

Величина ηд-ро = ηпн ηн ηн-гд-б ηгд ηпро, где ηпн – КПД передачи между дизелем и насосом ηпн ≈ 0,95; ηн – КПД насоса, ηн = 0,9; ηн-гд-б – КПД, учитывающий потери энергии в трубопроводах и клапанах на пути от насоса до гидродвигателя и от гидродвигателя до бака, ηн-гд-б ≈ 0,95; ηгд – КПД гидродвигателя (0,9 – для гидромотора; 0,95 – для гидроцилиндра); ηпро – КПД передачи между гидродвигателем и рабочим органом (зависит от кинематической схемы, в первом приближении ≈ 0,95).

Количество одновременно включенных рабочих органов задано циклограммой работы машины (рис. 3). По ней можно найти отрезки времени, когда дизель наиболее нагружен. Например, из цикло-

граммы, изображенной на рис. 3, следует, что maxΣРро = 50 кВт. Задача упрощается, если рабочий орган один.

Номинальное давление необходимо принимать с учетом мощности, подводимой к рабочему органу, и характеристик серийно выпускаемых насосов, гидродвигателей и клапанов. Чем мощнее привод, тем выше давление. Ориентировочно желаемое номинальное давление рном, МПа, можно вычислить по соотношению

12

чательно номинальное давление следует принимать равным номинальному давлению выбранного насоса или тому давлению, до которого насос пришлось дефорсировать из условия получения необходимой мощности.

Рис. 3. Пример циклограммы работы машины

Необходимую мощность на валу насоса Рпн, по величине ко-

торой выбирается насос, следует определить через необходимую мощность на рабочем органе Рро и КПД передачи от вала насоса до вала РО. Коэффициент запаса по мощности, учитывающий износ элементов гидропередачи, принять kз ≈ 1,15.

В большинстве случаев номинальная мощность выбранного насоса отличается от необходимой. Если выбран насос с ближайшей меньшей номинальной мощностью, его следует форсировать по частоте вращения вала. При выборе ближайшего большего по мощности насоса его придется дефорсировать по частоте или давлению.

Необходимую частоту вращения вала насоса nн вычислить из условия обеспечения на его валу необходимой мощности Рпн:

где рном – номинальное давление; Qн – производительность насоса; qн – рабочий объем насоса; ηно – объемный КПД насоса.

Необходимую частоту nн обеспечить выбором передаточного отношения передачи между валами дизеля и насоса. При использовании электрического двигателя передачи между двигателем и насосом нет, поэтому nн = nд.

13

Производительность насоса Qн определить с учетом принятой частоты вращения вала nн и объемного КПД насоса ηно. При большой мощности гидропередачи можно использовать два или три одинаковых насоса, включенных в напорную линию параллельно.

Одновременно с насосом выбрать летнее и зимнее или всесезонное гидравлическое масло, учитывая диапазон температуры воздуха и рекомендации завода-изготовителя насосов.

Внутренние диаметры трубопроводов вычислить через рас-

ход Q и рекомендованные скорости масла из условий ограничения потерь давления (5 м/с – в напорных; 2 м/с – в сливных и 1 м/с – во всасывающих трубопроводах).

Толщину стенки δ жесткого трубопровода принять:

–для всасывающего и сливного – от 2 до 3 мм;

–для напорного – из условия прочности при максимальном давлении выбранного насоса.

Стандарт на жесткие трубопроводы регламентирует их наружный диаметр и толщину стенок. После выбора наружного диаметра и толщины стенки определить внутренний диаметр dвн и фактическую скорость масла.

Гидромотор выбрать по необходимой мощности на его валу, которую вычислить через мощность рабочего органа Рро и КПД передачи между гидромотором и рабочим органом ηпро. Если выбран гидромотор, номинальное давление которого больше номинального давления насоса, фактическую мощность гидромотора вычислить при номинальном давлении насоса.

Номинальная мощность выбранного гидромотора может отличаться от требуемой. Фактически реализуемая мощность определяется мощностью подведенного к гидромотору потока масла. Если выбран гидромотор с ближайшей меньшей номинальной мощностью, то при работе с выбранным насосом он будет форсирован по частоте, и наоборот.

Гидравлический цилиндр привода рабочего органа поступа-

тельного действия. Диаметр гидроцилиндра D, номинальное давление рном, сила на штоке при выталкивании Fшт, скорость υшт и перемещение штока Xшт связаны с силой Fро, скоростью υро и перемещением рабочего органа Xро зависимостями:

14

Если шток соединен с рабочим органом непосредственно,

т.е. без передачи, тогда uпро= 1 и ηпро = 1. Так бывает, если скорость рабочего органа меньше допустимой скорости штока гидроцилиндра, а ход меньше максимального хода штока гидроцилиндра. Если же эти условия не соблюдаются, тогда между штоком и рабочим органом устанавливается повышающая передача, и перебором значений uпро добиваются удовлетворения условий (3–5). Это можно сделать, например, следующим образом:

1) первоначально принять максимальное значение скорости штока, указанное фирмой-производителем (от 0,3 до 0,5 м/с);

2) определить передаточное отношение передачи uпро = υшт / υро; 3) вычислить необходимый ход штока Xшт = Xроuпро;

4) вычислить диаметр гидроцилиндра из условия (3); 5) выбрать гидроцилиндр (D, d, Xшт max);

6) если гидроцилиндр ходом штока Xшт ≤ Xшт max обеспечивает необходимый ход рабочего органа, выбор завершен. Если хода недостаточно, вернуться к пункту 1), уменьшить скорость штока и повторить выбор. Двух-трех попыток, как правило, достаточно для получения приемлемого результата.

Максимальный ход поршня и штока (Хп max, Хшт max) зависит от места крепления корпуса гидроцилиндра к стойке (размер Sо, рис. 4) и диаметра поршня D. Величины Sо и Хп max задает завод-изготовитель.

Рис. 4. Ориентировочные величины параметров Хп max и Sо

Гидроцилиндр привода рабочего органа поворотного действия

первоначально можно выбрать по энергии (работе) Еро, которую

15

необходимо затратить при повороте рабочего органа на полный угол и преодолении заданного сопротивления Тро.

Гидроцилиндр при полном перемещении штока и номинальном давлении может совершить работу:

а) при выталкивании штока

где zц – число параллельно поставленных цилиндров; Ец – работа, выполняемая гидроцилиндром; ηпро ≈ 0,98 – КПД, учитывающий потери энергии в шарнирах; kз – коэффициент запаса, принимаемый в зависимости от формы графика Тро = f ( ).

Если график Тро = f ( ) характеризуется примерно двукратной неравномерностью необходимого вращающего момента, тогда kз ≈ 1,2.

В уравнении (6) две неизвестные величины (D и Хшт), в уравнении (7) – три (D, d, Хшт). В первом случае следует вычислить необходимое значение комплекса D2Хшт, а затем подобрать несколько цилиндров, комплексы D2Хшт которых на 5…8 % больше требуемого. Если цилиндр работает на втягивание, то необходимое значение комплекса D2Хшт вычислить, предварительно задавшись отношением между d и D (например, d = 0,5D; d = 0,6D или d = 0,7D).

Рассмотренное условие выбора цилиндра по равенству работ Ец и Еро является необходимым, но недостаточным. Проверку правильности выбора выполняют после синтеза механизма. Цилиндр считают правильно выбранным и синтез правильно выполненным, если механизм обеспечивает заданный угол поворота рабочего органа и в любом его положении создает необходимый вращающий момент в основном при номинальном давлении, а в наиболее нагруженных положениях РО – при давлении не выше 0,95Pmax, где Pmax – давление настройки предохранительного клапана первичной защиты.

16

Распределитель выбрать по принципиальной схеме (числу линий и позиций, с открытым или закрытым центром), по типу управления, по расходу и давлению масла.

Фильтр выбрать по тонкости фильтрации, расходу и максимальному давлению масла в той линии, в которой он установлен. При необходимости можно параллельно соединить несколько фильтров. Их суммарная пропускная способность должна быть на 20 % больше максимального расхода в линии, а тонкость фильтрации не хуже указанной в характеристике насоса.

Внапорные линии вспомогательных контуров и систем управления необходимо поставить напорные фильтры тонкой очистки

(5; 10 мкм).

Предохранительные клапаны первичной и вторичной защит выбрать по максимальному давлению и расходу масла в защищаемых линиях. По конструкции это в основном клапаны непрямого действия, неуправляемые или управляемые. В схеме с закрытым центром для разгрузки насоса и дизеля при постановке распределителя в нейтральную позицию необходимо в качестве первичной защиты применить управляемый предохранительный клапан непрямого действия.

3.2.Гидропривод с электрическим двигателем

Встационарных машинах для привода насосов часто применяют асинхронные трехфазные короткозамкнутые электродвигатели.

Особенности проектирования гидропередачи обусловлены тем, что вал электродвигателя соединяют с валом насоса непосредственно, т.е. без повышающей или понижающей передачи. Поэтому насос должен иметь необходимую мощность при частоте вращения вала, равной асинхронной частоте вращения вала электродвигателя.

Если гидропередача непрерывного действия, необходимая мощность электродвигателя равна необходимой мощности на валу насоса.

Если гидропередача циклического действия и электродвигатель работает в повторно-кратковременном режиме, его необходимая мощность равна Рд = kз Рэ, где kз ≈ 1,15 – коэффициент запаса, учитывающий износ элементов привода; Рэ – эквивалентная мощность, определяемая по формуле

17

где Рi – необходимая мощность на валу электродвигателя в i-м элементе рабочего цикла; ti – продолжительность i-го элемента; tц – продолжительность рабочего цикла.

Максимальная необходимая мощность на валу электродвигателя в отдельных элементах цикла не должна превышать номинальную мощность, умноженную на отношение максимального момента двигателя к его номинальному моменту.

Рекомендуется насос и электродвигатель выбирать одновременно из ряда насосов и двигателей с требуемой мощностью и

примерно при одинаковых частотах вращения валов. В ряде случаев для получения необходимой мощности насос приходится дефорсировать по давлению, а также дефорсировать или форсировать по частоте. Дефорсированное давление принять в качестве номинального для проектируемой передачи.

4. Проверочный расчет

4.1. Цели и условия расчета

Цели расчета – определение потерь давления в гидропередаче и характеристик рабочего органа (вращающий момент, сила, скорость, мощность, перемещение). В этом же расчете следует определить необходимое передаточное отношение передачи между гидродвигателем и рабочим органом и при необходимости откорректировать характеристики или заменить отдельные элементы передачи.

Условия расчета: установившееся движение рабочего органа, вязкость масла оптимальная.

Рассчитать потери давления на пути Н – ГД и ГД – Б, движущую силу, вращающий момент и мощности на выходном звене гидродвигателя и рабочем органе. Требуемые перемещение, скорость, движущую силу, вращающий момент на рабочем органе обеспечить выбором передаточного отношения uпро механической передачи между выходным звеном гидродвигателя и рабочим органом.

18

Заданные и расчетные силовые и скоростные характеристики рабочего органа не должны различаться более чем на ±5 %. В приводах с гидроцилиндром не всегда удается обеспечить требуемую точность. Для многих технологических машин необходимо более точно обеспечить требуемую движущую силу (вращающий момент) и допускается несколько большее отклонение скорости.

4.2. Расчет потерь давления

На расчетной схеме, пример которой показан на рис. 5, изобразить в соответствии с принципиальной схемой все линейные и местные сопротивления на пути Н – ГД – Б. Длины трубопроводов принять, ориентируясь на любую реальную машину. Количество местных сопротивлений в виде поворотов (изгибов) трубопроводов принять от 5 до 10.

Рис. 5. Пример расчетной схемы к определению потерь давления на пути «насос – гидродвигатель – бак»:

1, 2, 4, 5, 6, 7, 9, 10, 12, 13, 14, 15, 17, 18, 20, 21, 22, 23, 25, 26, 27, 28, 29, 30,

32, 33, 34 – соединения (штуцеры); 3 – крестовина; 8, 11, 16, 19, 24, 31 – тройники; 35 – выход в бак; – повороты

Путь масла от места соединения насоса с напорным трубопроводом (точка 1 на рис. 5) до окончания сливного трубопровода (точка 35) разбит на три участка: насос – гидродвигатель (Н – ГД); гидродвигатель – сливная линия (ГД – сл. л.); сливная линия – бак (сл. л – Б). Сливная линия соединяет распределитель с баком. Необходимость разбиения на участки обусловлена различиями их характеристик: диаметр трубопровода, скорость, давление, вязкость масла.

19

где – коэффициент потерь давления по длине; l и d – длина и внутренний диаметр трубопровода; – плотность масла; – средняя по поперечному сечению скорость потока, вычисленная через расход масла и диаметр трубопровода.

Формула (11) справедлива для ламинарного и турбулентного течений, но величина для каждого из них определяется по-раз- ному. Характер течения определяют по числу Рейнольдса:

где – скорость потока, м/с; d – внутренний диаметр трубопровода, м; – кинематическая вязкость масла, м2/с, принимаемая по справочнику для выбранной марки при расчетной температуре

(оптимальной или указанной в задании) и давлении в соответствующем трубопроводе.

Переход от ламинарного к турбулентному течению в трубах круглого сечения происходит при критическом значении числа Рейнольдса Reкр = 2 320.

Вязкость масла существенно зависит от температуры и в меньшей степени от давления. В сливном трубопроводе давление можно принять равным 0,5 МПа, в напорном – равным номинальному. Вязкость масла в напорном трубопроводе вследствие высокого давления примерно в 2 раза больше, чем в сливном.

При расчете гидропередач величину при ламинарном течении масла принимают: 75 / Re – для жестких трубопроводов;

20