735

где pМ-Б – сумма линейных и местных потерь давления на пути «гидромотор – бак».

Ниже приведена удобная форма таблицы, в которую можно записать характеристики участков гидропередачи и вычисленные потери давления на пути Н – М – Б.

Марка масла_________. Температура масла _____ С.

Σ∆р н-м-Б = … МПа

В правильно выполненной гидропередаче и при оптимальной температуре масла сумма потерь давления Σ∆р н-м-Б не должна превышать 6 % от номинального давления.

В гидропередачах мобильных машин, работающих в районах Сибири, потери давления в зимнее время при установившейся температуре масла допускаются до 12 %, а в начале смены – до 20 % от номинального давления. Если в начале смены потери давления превышают 20 %, необходим предварительный подогрев масла.

Вращающий момент и сила на выходном звене гидродвигателя с учетом потерь давления:

К определению передаточного отношения механической передачи uпро между гидродвигателем и рабочим органом можно переходить, если привод обеспечивает требуемую на рабочем органе мощность Рро:

где nм и vшт – частота вращения вала гидромотора и скорость штока гидроцилиндра, вычисленные через производительности соответствующих насосов и характеристики гидродвигателей.

Если условия (11.34) и (11.35) нарушены менее ± 5 %, можно переходить к определению передаточного отношения передачи. Если отклонение от 5 до 10 %, необходимо изменить частоту вращения вала насоса, его производительность, скорость гидродвигателя в соответствующую сторону и на соответствующую величину и добиться соблюдения равенств (11.34) и (11.35). Если равенство (11.34) или (11.35) нарушено более 10 %, это указывает на наличие грубых ошибок при выборе комплектующих или выполнении проверочного расчёта. Выбор элементов и расчеты необходимо повторить.

112

Необходимое передаточное отношение uпро между гидродвигателем и рабочим органом можно вычислить из условия получения: а – требуемой скорости рабочего органа; б – требуемой силы, требуемого вращающего момента:

Какому из вариантов отдать предпочтение, решает разработчик. Если скорость является менее значимым фактором, расчёт ведут по варианту б. Он даёт нулевое отклонение полученного на рабочем органе вращающего момента от требуемого, т.е. т = 0. Можно, при необходимости, получить и n = 0. Для этого придётся изменить передаточное отношение передачи привода насоса.

Если более значимой является скорость, расчет выполняют по варианту а. В этом случае, если т > 0,05, необходимо проверить, при каком давлении создаётся требуемый вращающий момент (требуемая сила) на рабочем органе. Оно не должно превышать 0,85рmax и действовать кратковременно – не более 5 секунд в течение каждой минуты работы.

Аналогично можно найти uпро в приводе рабочего органа поступательного действия. В некоторых случаях получить совокупность требуемых значений Fро, vро, Хро с необходимой точностью не удаётся из-за редкого параметрического ряда гидроцилиндров.

Проверка правильности выбора гидроцилиндра для рабочего органа поворотного действия

Сначала необходимо выполнить синтез механизма, т.е. определить длину стойки а и кривошипа r, а также начальный угол наклона кривошипа к стойке (рис. 1.18, а).

Рис. 11.8. К синтезу механизма привода рабочего органа поворотного действия:

а– кинематическая схема;

б– примерный график реализуемой зависимости Тро = f( ро) при постоянной силе Fшт

Условие синтеза: выбранный гидроцилиндр полным ходом штока Хшт поворачи-

вает рабочий орган (кривошип r) на требуемый угол про . На рис. 11.8, а буквой S обо-

113

значено расстояние между осями проушин гидроцилиндра при полностью втянутом штоке.

Ниже приведена методика проектирования механизма с поворотом ведомого зве-

на на угол про ≤ 130 . Особенность проектируемого механизма заключается в непосто-

янстве его передаточного отношения – при постоянной силе и скорости штока вращающий момент на рабочем органе и его скорость переменны.

На рис. 11.8, а обозначено: Н – начальное положение рабочего органа РО (кривошипа r); П – конечное положение; М – положение, в котором на РО вращающий момент максимален (максимально плечо силы Fшт относительно оси поворота).

Синтез механизма рассмотрен для случая а > r. Для каждого из трёх характерных положений рабочего органа (Н, М, П) записаны соотношения между сторонами в соответствующих треугольниках:

В системе уравнений (11.42) – (11.44) три неизвестные величины: а, r, . Для их определения подставить (11.43) в (11.42) и (11.44), затем разделить (11.42) на (11.44). Получим уравнение с одним неизвестным , которое можно вычислить методом последовательных приближений. Подставим найденное значение в (11.43) и (11.42), затем подставим (11.43) в (11.42), получим уравнение с одним неизвестным а. После вычисления а найдём r из (11.43). Если принят гидроцилиндр с большим диаметром поршня и малым ходом штока, механизм имеет малую длину кривошипа r и большие силы в шарнирах.

Масштабными построениями необходимо убедиться, что выбранный гидроцилиндр с размерами S и Хп перемещает РО при найденных значениях r, а, в характер-

ные положения Н, М и П. Это – проверка кинематических возможностей механизма.

Контрольные вопросы

1. Как определить необходимую мощность дизеля, если циклограммой работы машины предусмотрена: а – возможность одновременной работы нескольких рабочих органов; б – поочередная работа рабочих органов? 2. Почему КПД различных гидропередач машины могут отличаться друг от друга? 3. Почему для более мощной гидропередачи рекомендуют принимать более высокое давление? 4. Почему после выбора насоса часто приходится изменять частоту

114

Пример. Мощность на валу насоса 100 кВт. В начальный период эксплуатации КПД гидропередачи равен 0,75. Вследствие износа гидродвигателей и насосов КПД гидропередачи в предремонтный период понизился на 20 %, до значения 0,6. Потерянная мощность в новой передаче Рп = Рвх (1 – η) = 100 (1 – 0,75) = 25 кВт, а в предельно изношенной 100 (1 – 0,6) = 40 кВт.

Для машины непрерывного действия, имеющей несколько одновременно рабо-

тающих гидропередач, потери мощности, учитываемые в тепловом расчёте гидросис-

где kв – коэффициент использования машины по времени в течение смены.

В машине циклического действия, имеющей n передач, средняя за цикл потеря

где Рвхi – номинальная мощность на входе i-й передачи; kдi – коэффициент использования i-й передачи по давлению (нагрузке); ti — продолжительность работы в цикле i-й передачи; ηi – КПД i-й передачи; tц – продолжительность рабочего цикла машины.

Произведение kдiti для каждой передачи зависит от изменения нагрузки и циклограммы работы машины. Примерные значения kдiti: 0,4 – при легком режиме работы; 0,5…0,7 – при среднем режиме; 0,8…0,9 – при тяжелом режиме; 0,95…1,0 – при весьма тяжелом режиме.

КПД каждой гидропередачи н н-гд-Б гд , где н – КПД насоса; н-гд-Б – КПД,

учитывающий потери мощности на пути от насоса до гидродвигателя и от гидродвигателя до бака; гд – КПД гидродвигателя. Величина н-гд-Б зависит в основном от суммы

потерь давления: ηн-гд-Б = 1 – ΣΔрн-гд-Б /рн, где рн — давление на выходе насоса.

При расчёте тепловой защиты гидросистемы следует принимать значения КПД гидропередач, характерные для предремонтного периода эксплуатации, т.е. уменьшенными на 20 %.

12.3. Максимальная и установившаяся температуры масла

Как сказано выше, теряемая в гидро-

где k – коэффициент теплопередачи, Вт/(м2· С); А – площадь наружных теплоотдающих поверхностей, м2; Т – температура гидросистемы (масла и элементов гидропередачи), С.

116

На нагревание гидросистемы идёт мощность (см. рис. 12.2):

Равенство Pп = Р + Рв называют балансом мощностей тепловых потоков в гидро-

передаче. Механическая мощность Pп, теряемая в гидропередаче, расходуется на нагревание гидросистемы (Р) и окружающего пространства (Рв).

Рассмотрим изменение слагаемых правой части равенства (12.8) в процессе нагревания гидросистемы. При повышении температуры гидросистемы мощность Рв = = kA(Т – Тв), отдаваемая окружающей среде, увеличивается, а следовательно, мощность Р, идущая на нагревание гидросистемы, уменьшается. При некоторой температуре гидросистемы, назовем её максимальной и обозначим Тmax, величина Рв = kA (Тmax – Тв) становится равной мощности Рп. Тогда Р = 0 и дальнейшее нагревание гидросистемы прекращается. Температура масла достигает максимума при Рп = Рв, т.е. при равенстве:

Пример. Рп = 10 кВт; А = 10 м2; Тв = +20 С; k = 10 Вт/(м2 С). Максимальная температура может достичь величины Тmax = 20 + 10000/(10·10) = 120 С. Если применением охладителя увеличить площадь А до 50 м2, а среднее для системы значениеk до 20 Вт/(м2 С),

тогдаТmax =30 С.

При нагревании тела тепловым потоком Рп температура Т тела с учетом теплообмена с окружающим воздухом повышается во времени t по закону (рис. 12.3):

называют постоянной времени нагревания, а продолжительность нагревания гидросистемы до установившейся температуры принимают равной:

Время tу не зависит от начальной температуры воздуха Тв, потери мощности Рп и установившейся температуры Tу. Сама же температура Ту зависит от Тв и Рп.

Чтобы изложенные выше положения применить ко всей гидросистеме машины, в формулы (12.10) – (12.14) следует внести коррективы для учета наличия нескольких гидропередач, а также элементов, различающиеся теплоёмкостью и коэффициентом теплопередачи. Формулу (12.11) следует записать:

117

где Рп – механическая мощность, теряемая во всех гидропередачах машины (для машин циклического действия – это средняя за цикл работы машины теряемая мощность); t –

m

текущее время; cjmj – сумма произведений теплоёмкости сj на массу mj элементов

1

n

системы (масла, деталей); ki Ai – сумма произведений коэффициента теплопередачи

1

ki на площадь Аi теплоотдающих поверхностей элементов гидросистемы (насосов, гидродвигателей, трубопроводов, аппаратов, бака, охладителя).

Установившаяся температура Туст гидросистемы:

Время достижения установившейся температуры:

Рассчитанная по формуле (12.18) продолжительность достижения установившейся температуры МГ в гидропередачах машин с лёгким и средним режимом работы может быть больше продолжительности рабочей смены.

12.4. Определение параметров бака и охладителя

Параметры бака и охладителя необходимо выбрать такими, чтобы при максимальной летней температуре воздуха Тв установившаяся температура Ту летнего масла не превышала допустимую температуру (≈ 70…80 С). Если в расчёте принять среднюю летнюю температуру воздуха, то установившаяся температура летнего масла должна быть близкой к оптимальной (≈ 50 С).

В общем виде условие тепловой защиты гидросистемы машины:

где Ту – желаемая установившаяся температура МГ; kт ≈ 30 Вт/(м2 С) – коэффициент теплопередачи охладителя; Ат – площадь теплоотдающих поверхностей охладителя (радиатора); ki =kБ ≈ 10 Вт/(м2 С) – коэффициент теплопередачи бака и других эле-

ментов (кроме охладителя); Σ(ki Аi) – сумма произведений kА для других элементов (гидродвигатели, насосы, клапаны, трубопроводы).

В малонагруженных или непродолжительно работающих передачах, как правило, охладителя нет, а тепловую защиту обеспечивают бак и другие элементы. В этом случае условие тепловой защиты:

118

12.5.Особенности теплового расчёта замкнутой гидропередачи

Если в гидросистеме машины есть замкнутая и разомкнутые гидропередачи, для мощной замкнутой гидропередачи создают отдельную систему охлаждения, тепловой расчёт которой содержит ряд особенностей.

В качестве примера (рис. 12.5) приняты расходы: Qт = 0,2Q; Qун ≈ Qум ≈ 0,05Q. В этом случае расход на входе в насос Н1 равен 1,05Q. Неохлаждённый расход равен 0,85Q. Расход Qт = 0,2Q необходимо охладить на такую величину Тт, чтобы при его смешивании с потоком 0,85Q получить желаемую установившуюся температуру Ту на входе в насос Н1. Это будет обеспечено, если соблюдено равенство Рт = Рп, где Рт – мощность теплового потока, рассеиваемая охладителем АТ при расходе 0,2Q; Рп – потерянная механическая мощность потоком Q в контуре Н1 – М – Н1.

Рис. 12.5. Расчётная схема к определению параметров охладителя замкнутой гидропередачи

Перепишем равенство Рт = Рп в виде:

где η – КПД гидропередачи.

Отсюда определить необходимое понижение температуры ∆Тт потока 0,2Q, а за-

теем из равенства Рт = kтАт ∆Tтср найти площадь Ат теплоотдающих поверхностей охладителя.

Средняя разность температуры масла и воздуха в пределах радиатора ∆Tтср :

где Тввых – температура воздуха на выходе охладителя.

Вравенстве (12.24) три неизвестные величины: Ттвх , Ттвых и Тввых . Очевидно, что

Ттвых > Тввых > Тв. В первом приближении можно принять Тввых = 0,5(Ттвых + Тв). Величина

Ттвых = Ттвх – ∆Тт, где Ттвх = Ту + Рп / (Qсρ).

Результаты расчёта будут зависеть от доли потока Q , направляемой на охлаждение, а также от выбора величины Тввых . Если принять Тввых ближе к величине Ттвых , по-

лучится большая площадь Ат при относительно малой производительности вентилятора. Если принять Тввых ближе к величине Тв, получится малая площадь Ат, но большая производительность вентилятора. Задача выбора значения Тввых относится к классу оптимизационных.

120