2972

Эмпирическая величина зависит от вида сопротивления и от того, в каком месте взята скорость . В расчетах гидропередач скорость обычно берут за или перед сопротивлением (она одинакова в примыкающих трубопроводах). Тогда значения : 20…30 – для распределителя и термостата; 50…70 – для фильтра и теплообменника; 3 – для обратного клапана; 0,1…0,2 – для тройников и крестовин; 0,1 – для штуцеров; 0,2…0,8 – для поворотов (в зависимости от радиуса поворота); 1 – для выхода сливного трубопровода в бак.

Если в примыкающем к местному сопротивлению трубопроводе течение ламинарное, потерю давления, вычисленную по формуле (13), увеличивают в несколько раз в зависимости от числа Рейнольдса (в 1,5 раза при Re = 1 000; в 2 раза при Re = 400; в 4 раза при Re = 200; в 8 раз при Re = 100).

Характеристики участков и результаты расчетов потерь давления необходимо занести в таблицу, форма которой приведена ниже.

Форма записи результатов проверочного расчета потерь давления

Марка масла_________. Температура масла_____ оС. Кинематическая вязкость ____ мм2/с

4.3. Вращающий момент, сила и мощность на выходном звене гидродвигателя

С учетом потерь давления вращающий момент на валу гидромотора Тм и сила на штоке гидроцилиндра Fшт при выдвижении равны:

21

где цгм – гидромеханический КПД гидромотора, цгм ц0,97…0,95; qм – рабочий объем гидромотора; D и d – диаметры поршня и штока.

К определению передаточного отношения uпро передачи между гидродвигателем и рабочим органом можно переходить, если выбранные элементы гидропередачи обеспечивают требуемую на рабочем органе мощность Рро, т.е. при соблюдении условий:

где nм и шт – частота вращения вала гидромотора и скорость штока гидроцилиндра, вычисленные через производительность соответствующего насоса и характеристики гидродвигателей.

Если условия (16) и (17) нарушены менее чем на 5 %, можно переходить к определению передаточного отношения, а полученное отклонение мощности объяснить различиями значений КПД элементов в предварительном и проверочном расчетах. По этой же причине отклонение может быть от 5 до 10 %. В этом случае следует изменить частоту вращения вала насоса или номинальное давление.

Если условия (16) и (17) нарушены более чем на 10 %, это указывает, как правило, на наличие грубой ошибки в расчетах и выборе комплектующих (например, в выборе насоса, расчете его производительности и др.). В этом случае необходимо проверить предварительный и проверочный расчеты, найти и исправить ошибку.

4.4.Передаточное отношение передачи между гидродвигателем и рабочим органом.

Корректировка привода

Необходимое передаточное отношение uпро можно вычислить как через требуемую скорость рабочего органа (вариант а), так и через требуемую силу или вращающий момент (вариант б):

22

При выборе uпро предпочтительнее вариант б, так как он даетТ = 0, а получить n = 0 можно изменением передаточного отношения привода насоса и его производительности.

Аналогично можно найти uпро для привода рабочего органа поступательного действия (если раньше не было принято непосредственное соединение штока с рабочим органом). Выбором uпро необходимо получить требуемые значения Fро, ро, Хро. Точное получение этих величин не всегда возможно. Наиболее важным считают получение требуемых значений Fро и Хро.

5. Синтез механизма поворота рабочего органа и проверка правильности выбора гидроцилиндра

Проверить правильность выбора гидроцилиндра в приводе рабочего органа поворотного действия можно только после выполнения синтеза механизма, т.е. после определения его линейных и угловых размеров. Расчетная схема для выполнения синтеза изображена на рис. 6.

23

Рис. 6. Расчетная схема к синтезу механизма поворота рабочего органа: а – кинематическая схема; б – примерный график необходимой зависимости Тро = f (αро)

На рисунке обозначено: а – длина стойки; r – длина коромысла; S – расстояние между проушинами гидроцилиндра при полностью втянутом штоке; Н – начальное положение рабочего органа (ведомого звена); П – конечное положение; М – положение, в котором на рабочем органе необходим максимальный вращающий момент.

При постоянной силе на штоке Fшт вращающий момент на РО

Гидроцилиндр предварительно выбран по необходимой работе Еро. При этом были неизвестны размеры а, r, S и угол начального наклона коромысла к стойке . Для проверки обеспечения требуемого момента на РО при любом его положении необходимо определить размеры a, r, .

Для выбранного гидроцилиндра известно расстояние Sо между осями его проушин при втянутом штоке. Для каждого из трех характерных положений рабочего органа (Н, М, П) запишем соотношения между сторонами в соответствующих треугольниках:

В уравнениях (24)–(26) три неизвестные величины: а, r, α. Для их определения подставить (25) в (24) и (26), затем разделить (24)

24

на (26). Будет получено трансцендентное уравнение с одним неизвестным α, которое можно вычислить методом последовательных приближений. Зная α, подставить (25) в (24), получить уравнение с одним неизвестным а. Затем из (26) вычислить r.

После этого масштабными построениями убедиться, что выбранный цилиндр с размерами Sо и Хшт перемещает РО в характер-

ные положения Н и П. Это – проверка геометрических возможностей механизма.

Затем проверяется обеспечение необходимых вращающих моментов на РО в положениях Н, М и П. Для этого на требуемую нагрузочную характеристику Тро = f(αро) наложить характеристики Тро =

=f(αро), реализуемые механизмом при давлении в напорной линии насоса рн и 0,95рmax. Если при номинальном давлении рн линия Тро =

=f(αро) будет во всех характерных положениях РО на 5…10 % выше требуемой характеристики, нет необходимости рассчитывать и

изображать характеристику Тро = f(αро) при давлении 0,95рmax. Проектирование механизма можно считать завершенным.

Синтез механизма существенно упрощается, если необходимо получить одинаковые вращающие моменты на рабочем органе в

Рис. 7. Синтез поворотного механизма при Трон = Трок

По заданному углу про и ходу штока выбранного гидроцилин-

дра Хшт можно геометрическими построениями определить длину кривошипа r и его положение, в котором вращающий момент на кривошипе будет максимальным. При выполнении построений необходимо учитывать положение проушины (точка О2) крепления корпуса гидроцилиндра к стойке (раме машины).

25

6. Определение параметров тепловой защиты гидропередачи

Цели расчета – определение объема бака Vб, площади теплообменного аппарата Ат и производительности вентилятора Qв.

Условия расчета:

–марка масла;

–желаемая установившаяся температура масла Ту (принять оптимальную, если задана летняя температура воздуха от 15 до 25 оС, или выше оптимальной на 20…30 оС, если задана летняя температура воздуха от 30 до 40 оС).

–гидропередача в предремонтном состоянии, ее КПД вследствие износа понижен на 20 % по сравнению с КПД новой гидропередачи.

6.1. Разомкнутая гидропередача

Ниже изложен алгоритм расчета применительно к гидросистеме машины с несколькими гидропередачами. Если задано проектирование одной передачи, необходимо в текст и формулы внести соответствующие корректировки.

Для машины непрерывного действия, имеющей n одновременно работающих передач, суммарные потери мощности

где kв – коэффициент использования машины по времени в течение смены; kдi – коэффициент использования i-й гидропередачи по давлению и мощности, величина которого зависит от режима работы передачи (при выполнении курсовой работы принять kв = 0,9; kд = 0,8); ηi – КПД i-й гидропередачи.

Для машины циклического действия при выполнении теплового расчета вычислить среднюю за цикл сумму потерь мощности

где Рвхi – мощность на валу насоса i-й передачи; ti – продолжительность работы в цикле каждой из передач; tц – продолжительность рабочего цикла машины.

Связь установившейся температуры Ту с параметрами системы:

26

где Ат – площадь охладителя (теплообменника); kт ≈ 30 Вт/(м2 С) –

коэффициент теплопередачи охладителя; Σ(kiАi) – сумма произведений kА для других элементов (бак, гидродвигатели, клапаны, трубопроводы); ki = kб ≈ 10 Вт/(м2 С) – коэффициент теплопередачи бака и других элементов (кроме охладителя).

Из (29) следует получить формулу для вычисления площади Ат. При наличии охладителя объем бака можно принять равным объему масла, перекачиваемому всеми насосами за 120 с, т.е. Vб =

= 120ΣQнi. Объем масла во всей системе (включая бак) принять

1,5Vб.

В малонагруженных или непродолжительно работающих передачах охладителя может не быть. В таких случаях тепловую защиту обеспечивают бак и другие элементы. Условие тепловой защиты

где kб = 10 Вт/(м2∙оС) – коэффициент теплопередачи бака и других

тывающий площади других элементов (насосов, гидродвигателей, трубопроводов, распределителей).

Если объем бака неприемлемо велик (например, более 0,3 м3 на 100 кВт суммарной мощности первичных двигателей), необходимо применить охладитель.

Производительность вентилятора Qв, м3/с, можно вычислить из равенства мощности теплового потока, отдаваемой жидкостью и получаемой воздухом:

охладителя соответственно; св, в и Qв – удельная теплоемкость, плотность и искомый расход воздуха; Tввых – Tв – разность температуры воздуха на выходе и входе охладителя.

27

Плотность воздуха ρв ≈ 1,2 кг/м3 (при температуре 20 оС и атмосферном давлении); удельная теплоемкость св = 1 010 Дж/(кг∙оС).

Плотность и теплоемкость выбранного масла принять по справочной литературе. Для многих сортов масла ρ ≈ 900 кг/м3; с ≈

рассеивал приходящуюся на его долю мощность теплового потока Рт:

= 2 С поток с расходом Q = 0,003 м3/с и удельной теплоемкостью 2 000 Дж/(кг∙оС) рассеивает мощность РТ = 10 800 Вт. Этого достаточно для тепловой защиты непрерывно работающей гидропередачи мощностью 40 кВт.

Величину Tввых вычислить невозможно, пока не определены параметры охладителя. На начальной стадии проектирования ве-

получить формулу для вычисления Qв.

щественно увеличится необходимая площадь Ат охладителя.

28

6.2. Замкнутая гидропередача

Известные алгоритмы теплового расчета замкнутых гидропередач исходят из возможности тепловой защиты при пропуске через охладитель примерно 20 % производительности силового насоса Н1 (рис. 8).

Рис. 8. Расчетная схема к тепловому расчету замкнутой реверсивной гидропередачи при пропуске через охладитель АТ части потока силового контура

Условия расчета:

– охладитель рассеивает 90 % потерянной в гидропередаче энергии;

где Q – производительность насоса Н1; ε – доля расхода Q, направляемая на вход охладителя.

Для обеспечения тепловой защиты температуру потока Qмтвх =

= εQ необходимо понизить настолько, чтобы на входе в насос Н1 при смешивании с потоком (1 – ε)Q получить необходимую установившуюся температуру Ту.

Сначала следует проверить возможность охлаждения при расходе ε = 0,2, заданной температуре воздуха Тв и желаемой установившейся температуре масла ТУ. Очевидное ограничение такой

может быть ниже температуры воздуха. Приемлемые величины Ат и Qв можно получить, если Tмтвых ≥ Тв + (15…20) оС.

29

где η – КПД новой гидропередачи.

Охлаждением потока εQ необходимо отнять от него энергию, соответствующую мощности 0,9Рп, т.е. соблюсти равенство

при температуре масла на входе охладителя и выходе гидромотора

Из уравнений (37) и (38) получена зависимость для вычисления необходимой температуры масла на выходе охладителя:

переходить к определению площади охладителя Ат и расхода воз-

духа Qв.

Площадь Ат и расход воздуха Qв можно найти из равенств:

Если Tмтвых < Тв +15 оС, необходимо увеличить поток масла че-

рез АТ (принять ε > 0,2) и повторить расчеты. Увеличение ε более 0,4 возможно, но это существенно увеличит размеры и мощность насоса Н2.

30