МетодГП-2010

де Nн1 , Nн2 - потужності приводів насосів, кВт; заг1 , заг2 - загальні ККД відповідно першого і другого потоків.

Для вибору гідродвигунів машини необхідно знати гідромеханічний ККД гідроприводу. Його знаходять як добуток гідравлічного і механічного ККД в гідролінії силового циліндра або мотора:

г.м г мех .

8. Визначення робочих параметрів поршневого гідроциліндра.

Основні робочі параметри поршневого гідроциліндра (рис. 23…26) з одностороннім штоком при статичному навантаженні Fст (задається згідно варіанту) визначаються при заданих максимальних швидкостях прямого ходу V1 відповідно таблиці 1 та зворотного ходу V2 = (V1 + 0,3) м/с, часі розгону при прямому ході t = 0,2 с, максимальному тиску в напірній лінії pmax від 16 МПа до 32 МПа, загальному ККД циліндра = 0,97. Робоча рідина – мінеральне мастило.

Сила інерції під час розгону (Н):

Fiн Fgtст (V1 0).

Фактичне зусилля (Н):

Fфак Fст Fiн.

Розрахункове зусилля (Н):

F0 Fфак .

Діаметр поршня (м):

D 4F0 (Рmax ).

Діаметр штока (м):

d D 1 V1V2 .

Товщина сталевої гільзи циліндра (м):

63

9. Розрахунок теплового режиму роботи гідроприводу

Тепловий режим розраховують тільки для відокремленої системи гідроприводу, для якої відома споживана насосом потужність Nні загальний

ККД гідроприводу заг .

Збитки енергії за часом роботи гідроприводу перетворюються в теплоту, і масло нагрівається. Тепловий режим розраховується виходячи з балансу теплоти, що виділяється та відводиться в гідросистемі, тобто:

Nн 1 заг k cS t,

де k – коефіцієнт завантаження гідроприводу (приймаємо k = 0,5);

c = 0,04 кВт/м2 град - коефіцієнт тепловіддачі поверхні гідровузлів; S - загальна площа поверхні тепловіддачі всіх елементів гідроприводу, м2; t - перепад температури масла-повітря, град.

Порядок розрахунку теплового режиму роботи гідроприводу:

a) визначаємо об’єм маслобака, дм3, із співвідношення W0 (2...3)Qн, підставляючи значення подачі одного чи всіх паралельно працюючих на загальну гідролінію насоса Qн, л/хв. Розрахункове значення об’єму W0

маслобака округлюють до більшого значення з наступного ряду номінальних об’ємів маслобаків за ГОСТ 12448-80, дм3:

1; 1,6; 2,5; 4; 6,3; 10; 16; 25; 40; 63; 100; 125; 200; 250; 320; 400; 500; 630; 800; 1000; 1250; 1600; 2000; 2500; 3200; 4000;

б) виходячи зі співвідношення основних розмірів маслобака (рисунок 21) H 3B ; L 4B та прийнятою за ГОСТ 12448-80 місткістю маслобака визначають площу тепловіддачі маслобака;

SБ 6,53 W 02;

в) визначають площу тепловіддачі для всмоктуючої, напірної та зливної гідролінії :

SГ 2 dзLі,

де dз, Lі - зовнішній діаметр і довжина відповідної гідролінії;

г) визначають площу тепловіддачі гідроциліндра діаметром D і з ходом поршня l , (якщо хід поршня не задано, то приймають l 10D):

SГЦ Dl ;

д) визначають загальну площу поверхні тепловіддачі, причому, площею тепловіддачі гідромоторів нехтують:

64

S SБ SГ SГЦ ,

де SБ, SГ , SГЦ - площа бака, сума площ тепловіддачі гідроліній та

сума площ тепловіддачі одночасно працюючих гідроциліндрів.

е) на основі рівняння теплового балансу виводять розрахункову формулу і визначають перепад температури t :

t NH 1 заг k ;

cS

є) визначають температуру нагрівання масла:

tм tп t ,

де tп- задане максимальне значення температури повітря (якщо ця температура не задана, то приймають tп = 35 0 С).

Рис. 21. Схема для розрахунку маслобака

Якщо температура нагрівання масла не перевищує допустимої (70 0 С), то в пояснювальній записці роблять висновок, що маслоохолоджувач непотрібний. В іншому разі роблять висновок про необхідність масло-

65

охолоджувача і визначають кількість теплоти E , яку необхідно щосекунди відводити маслоохолоджувачем, а саме: E C tм 80 , кДж або кВт. Маслоохолоджувач зазвичай підключають у зливній гідролінії (рис. 19).

Урозрахунково-пояснювальній записці на окремій сторінці креслять

умасштабі ескіз, подібно до рисунка 21, або креслення маслобака, описують призначення та особливості конструкції його окремих елементів [1013].

Розміри маслобака визначають, виходячи з рисунка 21 і співвідно-

шень, що H 3B , L 4B, W0 L B H 4B B 3B 12B3 , тобто

B 3 W120 .

10. Приклади розрахунку елементів гідроприводу Приклад 1. Визначити максимальну площу робочого прохідного пе-

рерізу дроселя та умовний прохід підвідного каналу за даними: витрата Q = 20 л/хв; перепад тисків p = 2 МПа; швидкість потоку рідини в підвідному каналі V = 4 м/с. Робоча рідина – нафтова; = 0,61; = 900 кг/м3.

Розв’язання: Площа прохідного перетину дроселя, враховуючи, що

Q 20 лхв 20 10 3 60 3,3 10 4 м3с:

Приймаємо Dу = 10 мм за ГОСТ 16516-80.

Приклад 2. Визначити основні розміри циліндричного золотника розподільника 4/3, Номінальний тиск на вході Pном = 20 МПа; перепад тисків на золотнику p = 10 МПа; витрата через розподільник Q = 60 л/хв. Робоча рідина – нафтова.

Розв’язання: Перепад тисків на одній щілині золотника

Pзол (Pном p)2 (20 18)2 1 МПа.

Витрата через розподільник Q = 60.10-3/60 = 1 10-3 м3/с.

Прийнявши, що щілина утворюється двома вікнами (n = 2) шириною

66

b = dзол/2, при ході золотника Х = 1,4 мм, визначаймо діаметр золотника:

Q bnX 2 p 12 dзолnX 2 p ;

Приймаємо діаметр золотника dзол = 25 мм.

Приклад 3. Визначити основні розміри робочих елементів дворядного радіально-поршневого насоса. Параметри насоса: подача 4 л/с; номінальний тиск 10 МПа; частота обертання вала n = 980 об/хв; об’ємний ККД

об = 0,98; загальний ККД = 0,92.

Розв’язання: Теоретична подача насоса:

QT Q об 40,98 4,08 лл/ 4.08 10-3 м3 / с.

Робочий об’єм:

V0 QT n 4,08 60 10 3 980 0,249 10 3 м3.

Приймаючи кількість поршнів Z = 9 в одному ряді, кількість рядів поршнів k = 2 і кількість циклів m = 1; відносний хід поршня (h’=h/dп=0,65…1,0) h’ = 0,65, знаходимо діаметр поршня:

Довжина поршня l = 2 (e+dn) 80 мм. Діаметр цапфового розподіль-

ника D0 = 5dn = 5 30 = 150 мм. Діаметр ротора Dр = 12,5 dn = 12,5 30 = 375

мм. Внутрішній діаметр опорної поверхні статора Dс = Dр + 2e = 375+2 9,85 = 395 мм. Приймаємо Dс = 400 мм.

Діаметр каналів у розподільній цапфі при швидкості потоку робочої рідини V = 3 м/с та двох каналах:

67

Корисна потужність насоса NH = Q.p = 4 10-3 10 10-6 = 40 кВт. Потужність, споживана насосом, N = 40/0,92 = 43,5 кВт.

Приклад 4. Визначити основні розміри шестеренного насоса при подачі Q = ЗО л/хв; номінальному тиску Pном = 16,0 МПа, частоті обертання n = 1000 об/хв, кількості зубців шестерні Z = 10, об’ємному ККД об = 0,94, механічному ККД мех = 0,95.

Розв’язання: Теоретична подача:

QT Q об 300,94 31,9л/хв.

Робочий об’єм насоса визначаємо за формулою:

V0 QT n 31,9 103 1000 31,9 см3.

Приймаємо за ГОСТ 13824-80 = 32 см3. Прийнявши Z = 10, b = 4m, визначаємо модуль

За СТ СЕВ 310-76 приймаємо m = 5 мм, тоді початковий діаметр шестерні: DH = mZ = 5 10 = 50 мм

Ширину вінця шестерні визначаймо за формулою:

b V0 (2 DH m) 32(2 3,14 5 0,5) 20,2 мм.

Корисна потужність насоса

NH QP 30 1660 8 кВт.

Потужність насоса /споживана/

N NH ( об мех) 8(0,94 0,95) 8,96 кВт.

Приклад 5. Визначити основні розміри аксіально-поршневого насоса з нахиленим блоком циліндрів та підіймальним несиловим карданним валом, що має такі параметри: подача Q = 4 дм3/с; номінальний тиск Pном = 16 МПа; номінальна частота обертання n = 980 об/хв, об’ємний ККД об = 0,98; загальний ККД = 0,94.

Розв’язання: Теоретична подача насоса:

QT Q об 40,98 4,08 дм3 / с 4080 см3 / с.

Робочий об’єм:

68

V0 QT n 4040 60980 250 см3.

Приймаючи кількість поршнів Z = 9 і кут нахилу блока циліндрів = 300, визначаємо діаметр поршня:

Діаметр кола розташування осей-циліндрів у блоці

D = 0,4dПZ = 0,4 27 9 = 97,3 мм.

Приймаємо D = 98 мм. Зовнішній діаметр блока:

Dз = D + 1,6dП = 98 + 1,6 27 = 142 мм.

Корисна, потужність насоса:

NH QPном 4 16 64 кВт.

Потужність, споживана насосом:

N Pном 640,94 68 кВт.

Приклад 6. Визначити основні розміри конічного запобіжного клапана прямої дії з наступними параметрами: тиск відкривання клапана р0 = 16 МПа, збільшення тиску pQ = 0,5 МПа при пропусканні рідини у кількості Q = 2 дм3/с. Робоча рідина - мінеральне мастило; = 900 кг/м3.

Розв’язання: Умовний прохід підвідного каналу при швидкості рідини у щілині V = 4 м/с

Dy 1,13 VQ 1,13 2000400 2,35см.

Приймаємо Dy = 25 мм; = 450. Середній діаметр dср = Dy + 0,5 = 25,5 мм. Висота підіймання клапана:

Сила пружини при попередній деформації:

69

Попередня деформація

H0 F0 k 78408000 1 см.

Тиск закриття клапанів

Гістерезис клапана:

pгіст p0 pзак 16 15,49 0,51МПа.

Площа опорної фаски:

Приклад 7. Визначити основні робочі параметри поршневого гідроциліндра (рисунок 23 - 26) з одностороннім штоком при статичному навантаженні Fст = 90000 Н, максимальних швидкостях прямого та зворотного ходу відповідно V1 = 0,2 м/с та V2 = 0,5 м/с, часу розгону при прямому ході t = 0,2 с, максимальному тиску в напірній лінії Рmax =16 МПа, загальному ККД циліндра = 0,97. Робоча рідина – мінеральне мастило.

Розв’язання: Сила інерції під час розгону:

Фактичне зусилля:

Fфак Fст Fiн 90000 9181 99181 Н.

Розрахункове зусилля:

F0 Fфак 991810,97 102248 Н.

Діаметр поршня:

D 4F0 (Рmax ) 4 102248(3,14 16 106 ) 0,09м 9 см.

70

Діаметр штока:

де [ ] = 200 МПа – допустиме напруження на розтяг матеріалу циліндра; Р = 1,2 Рmax – розрахунковий тиск.

Товщина плоского дна циліндра:

дн 0,4D P'[ ] 0,4 9 16 1,2200 1,11 см.

Необхідна витрата рідини:

Q SnV1 D4 2 0,2 100 1275 см3с 1,275 дм3 с.

Потужність гідроциліндра при статичному навантаженні:

N Fст V1 90000 0,2 10 3 18 кВт.

РОБОЧІ РІДИНИ

Робочу рідину для об’ємного гідропривода вибирають з урахуванням заданих в межах температури повітря для працюючого гідропривода. Для гідропривода, що працює на відкритому повітрі, наприклад у будівельних машинах, вибираємо як робочу рідину позасезонне мастило ВМГЗ. Замінюючими робочими рідинами з урахуванням експлуатації гідропривода в межах заданої температури оточуючого повітря від -30 до +35°С вибираємо:

А - для літніх умов експлуатації - мастило ІС-30; Б - для зимових умов експлуатації - масло веретенне АУ.

71

Таблиця 2

Характеристика робочих рідин для об’ємного гідропривода

72