9.3. Гидравлический привод

Гидравлические устройства применяются в виде турбопередач и объемного гидропривода.

К гидродинамическим передачам относятся турботрансформаторы

и турбомуфты, как промежуточные передачи между двигателем и рабочи­ми механизмами.

Турботрансформатор изменяет величину крутящего момента скорость вращения выходного вала в зависимости от момента сил сопротивления рабочих механизмов. Кроме того, турботрансформатор уменьшает динамические нагрузки на двигатель и рабочие механизмы.

Основными элементами гидропривода объемного типа являются насос, гидродвигатель и рабочая жидкость, осуществляющая передачу энергии от первичного двигателя к рабочим органам. Такой гидропривод применяется в гидродомкратах, лебедках, погрузчиках и в кранах различных типов.

В качестве первичных двигателей используются асинхронные короткозамкнутые двигатели или ДВС. Иногда бывает ручной привод (домкраты, лебедки).

Способность турбопередачи удовлетворять различным тре­бованиям определяется ее внешними характеристиками — за­висимостями M₁(n₂) M₂(n₂) n₁(n₂) η₁(n₂), где M₁ и M₂ - моменты на ведущем и ведомом валах, η₂ и η₁— числа оборо­тов ведущего и ведомого вала, η — к. п.д. передачи. Турбопередачи выполняются в виде турбомуфт н турботрансформаторов (рис. 3). Турбомуфты с постоянным наполнением (замкнутые) наиболее просты по конструкции; незамкнутые турбомуфты допускают управляемое регулирование переда­ваемой мощности и более плавный разгон. При нормальной нагрузке к. п. д. турбомуфты η=0,95. Турботрансформаторы при нормальной нагрузке позволяют реализовать передаточное число , их к. п. д. η= 0,85.

В качестве рабочих жидкостей обычно применяют мине­ральные масла. Избыточное давление масла доходит до 15—18 Мн/м² (150—180 ат) с возможным повышением до 25 Мн/м² (250 ат). Чем выше расчетное давление, тем более компактным и легким получается гидропривод, уменьшаются потери на трение, но одновременно возрастают объемные по­тери и, кроме того, труднее создавать надежные уплотнения.

Мощность, потребляемая насосом, если пренебречь гео­метрическим к скоростным напором и потерями во всасывав­шем трубопроводе, составляет

(9.10)

где Q_н — производительность насоса, м³/с (л/мин);

ρ_н — избыточное давление жидкости, создаваемое на­сосом, н/м² (кгс/см²); η_н— к. п. д. насоса.

Производительность насоса равна произведению теоретиче­ской производительности на объемный к. п. д., величина кото­рого уменьшается с увеличением давления и уменьшением вязкости масла. Характеристики насоса Q_н (ρ_н), η_н(ρ_н) и N( ρ_н ) приводятся в каталогах для номинальных оборотов в минуту. Насосы могут быть сдвоенными, работающими параллельно или последовательно. Наибольшее применение получили насосы нерегулируемой производительности, простые и дешевые шестеренчатые, а также имеющие малую массу лопастные. Плавное регулирование производительности и реверсирование обеспечивают радиальные и осевые плунжерные насосы, снаб­женные устройствами, изменяющими ход плунжеров. Мощность таких насосов практически неограниченна для кранового привода: общий к. п. д. насоса η_н = 0,58 – 0,88. Данные по насосам отечественного производства, пригодные для краностроения при­ведены в справочнике.

В системе насос — гидродвигатель мощность, отдаваемая двигателем, составляет

(9.11)

число оборотов двигателя:

, об/мин (9.12)

крутящий момент, развиваемый двигателем,

(9.13)

к. п. д. всей системы гидропривода

здесь Q_н, —ΔQ_C и ρ_н —Δρ_с — расход и перепад давления мас­ла в двигателе, м³/сек (л/мин) и н/м² (кгс/см²);

Δρ_с и ΔQ_C - утечка жидкости и потеря давле­ния в системе между насосом и двигателем;

η_д— общий к. п. д. двигателя;

η _о.д. ^— объемный к.п.д. двигателя;

V_д — теоретический расход жидкости (литраж двигателя). м³/об (л/об);

η _о.с и η _г.с. - объемный и гидравлический к. п. д, сети. Силовые цилиндры могут быть одностороннего, двойного и поворотного действия. В цилиндрах с поступательным движе­нием поршня сопротивление, преодолеваемое жидкостью,

где Р_вн - внешнее (статическое и инерционное) сопротив­ление; (усилие на штоке поршня или плунжера), Н;

η _м.п. — механический к. п. д. цилиндра (для цилиндра одностороннего действия η _м.п.=0,95, двойного η _м.п.=0,88).

Диаметр цилиндра одностороннего действия (рис. 9.3, а)

(9.14)

где р_р=р_м —Δр_с=0,8р_н — давление в цилиндре (H/м²);

Δр_с — потери давления в системе насос — цилиндр.

Рисунок 9.3. Схемы включения цилиндров

При расчете действующего на поршень возвратного усилия учитывают трение в уплотнениях и сопротивление сливной ли­нии.

Скорость поршня: (9.15)

Где η _о.ц - _.объемный к. п. д. цилиндра (при хороших уп­лотнениях η _о.ц = 1,0); Q — количество жидкости, поступающей в цилиндр м³/с;

Q=Q_нη_о.с. В цилиндре при движении по стрелке(рис. 9.3, а)

(9.16)

при движении в обратную сторону

(9.17)

(9.18)

В цилиндре двойного действия с двусторонним штоком (рис. 9.3, б).

Р = 0,785(D²-d²)(p_p-p_сл) н, (9.19)

Скорость поршня определяют по уравнению. При дифференциальной схеме

включения (рис. 9.3, в)

Р=0,785 d² p_p, н (9.20)

(9.21)

Нормализованные диаметры цилиндров приведены в спра­вочнике. Отношение длины цилиндра к диа­метру рекомендуется принимать не более 20. Цилиндры из стальных труб применяют при давлении до 20,0 Мн1м², чугун­ные цилиндры —при давлении до 10,0 Мн/м², цилиндры боль­ших диаметров, а также работающие при давлении более 20,0 Мн/м² изготовляют из стали (кованые или литые).

Трубопроводы делают из стальных или медных труб с внут­ренним диаметром

(9.22)

где Q —расход жидкости, м³/с; υ — скорость жидкости. м/с.

Во всасывающем трубопроводе υ ≤ 2 м/с, в нагнетающем υ≈3,5 м/с, а при коротких трубах и в местных сужениях υ≈5,5 м/с.

Распределительные и регулирующие устройства обычно нор­мализованные (гидроприводы станков), реже — нестандарт­ные.