Гидравлические коммуникации и их соединения

Гидравлические коммуникации предусмотрены для подачи рабочей жидкости от одних гидравлических машин или аппаратов к другим. Они могут быть выполнены из жестких или гибких трубопроводов, а так же каналов в теле массивных деталей — плитах гидропанелей или корпу­сах. При проектировании гидропривода выполняют гидравлический и прочностной расчеты гидравлических коммуникаций. Первый включает определение необходимых размеров поперечных сечений, исходя из задан­ных потерь давления (если расчет проверочный, то устанавливают потери давления при заданных размерах трубопроводов). Второй предусмотрен для определения размеров трубопроводов, при которых они будут удов­летворять (условно) прочности.

Для изготовления трубопроводов широко используются стальные бес­шовные холоднодеформированные трубы, медные трубы и рукава высокого давления. В зависимости от расхода жидкости в станочном гидропри­воде рекомендуется выбирать следующие диаметры условного прохода

В серийно выпускаемых машинах, работающих при давлениях выше 2,5 МПа, применяют стальные бесшовные трубы. Медные трубы хотя и легко монтируются, но имеют ряд серьезных недостатков: недостаточно прочны при давлениях выше 2,5 МПа, их материал стареет и со временем становится хрупким, они сравнительно легко повреждаются от случай­ных внешних воздействий, ускоряют процессы окисления рабочей жид­кости.

Для соединения стальных трубопроводов, работающих при давлении до 20 МПа, применяют шаровые и фланцевые соединения. Герметичность соединения штуцера с корпусом обеспечивается за счет деформации витков конической резьбы Бриггса, возникающей при затяжке. Следует учитывать, что во время разборки этого соединения и повторном ввин­чивании штуцера в отверстие корпуса гидравлического устройства по­ложение его будет иным — потребуется дополнительный натяг соеди­нения. Для повышения герметичности резьбового соединения рекомен­дуется использовать уплотнительную фторопластовую ленту, кото­рая навивается в 1—2 слоя на коническую резьбу штуцера перед сборкой.

Рис. 44

Шаровое соединение состоит из штуцера /, накидной гайки и шарово­го ниппеля 2 (рис.44,а), который присоединяется к трубопроводу. При затяжке накидной гайки сферическая поверхность ниппеля прижима­ется к внутренней конической поверхности штуцера. Герметичность обес­печивается за счет плотного контакта деталей в сочетании с высокой точ­ностью изготовления шаровой и конической поверхностей. Поскольку непрерывная линия контакта между шаром и конусом обеспечивается при любом взаимном положении, то в пределах конкретных размеров деталей не предъявляются жесткие требования к точности их сборки.

Для улучшения герметичности соединений используют прокладки 4 конической формы, изготавливаемые из отожженной меди и устанав­ливаемые между штуцером 7 и ниппелем 3 (рис.44, 6). Соединение стяги­вается гайкой 2.

При изготовлении или ремонте после сварочных работ по приварке ниппелей или нагреве труб на внутренней поверхности их появляется окалина. Для удаления ее трубы сначала очищают от песка и грязи, после чего погружают в ванну или заполняют раствором ингибированной соля­ной кислоты. Далее их промывают в проточной воде и нейтрализуют в содовом растворе. После сушки и полного удаления влаги трубы промы­вают маслом, применяемым в гидросистеме, концы труб закрывают проб­ками. В таком виде трубопроводы хранят до поступления на сборку.

При определении диаметров трубопроводов следует исходить из следующих предельных значений скоростей течения жидкости v : для всасывающих трубопроводов — не более 1,2 — 1,6 м/с, для сливных ли­ний - порядка 2 м/с, для напорных линий — в зависимости от номиналь­ного давления р_Н в трубопроводе:

p_Н, МПа 2,5 6,3 16 32 63 100

v, м/с (не более) ...... 2 3,2 4 5 6,3 10

При вязкости масла до 30 мм²/с поперечное сечение дренажных линий следует принимать с возможно большим запасом по расходу — в против ном случае появится подпор, приводящий к увеличению наружных утечек масла.

Приведенные значения скоростей течения жидкости определяют мини­мальные значения диаметров трубопроводов. Их внутренний диаметр d (мм) можно определить исходя из расхода жидкости Q (л/мин) и скоро­сти течения v (м/с) по формуле

d = 4,6 .

Ограничения максимальных скоростей течения жидкости обусловле­ны гидравлическими потерями в трубопроводах, приводящих к дополни­тельному нагреву жидкости и уменьшению к.п.д. гидропривода. Общий критерий при выборе скоростей течения рабочей жидкости — потери, ко­торые определяются исходя из необходимого значения к.п.д. системы и, как правило, не должны превышать 5—6 % рабочего давления. С учетом этого критерия приведенные значения скоростей для данных трубопрово­дов (I / d >100) следует уменьшать на 30—50 %.

При сооружении гидроприводов исполнительных механизмов, рабо­тающих эпизодически, размеры трубопроводов можно определить исходя из рекомендуемых значений скоростей. Для гидроприводов, предназна­ченных для передачи значительных мощностей в течение длительного вре­мени, подбор поперечных сечений следует производить на основе данных гидравлического расчета. При этом учитывают режим течения жидкости в трубопроводах: ламинарный, при котором частицы жидкости движутся параллельно стенкам трубопровода, и турбулентный, когда их движение приобретает беспорядочный характер. Режим течения характеризуется безразмерным числом Рейнольдса Re. Для трубопроводов с круглым по­перечным сечением

Re =21200 (Q/dv),

где Q — расход масла, л/мин; d — внутренний диаметр трубопровода, мм; v — кинематическая вязкость масла.

Если используют круглые трубы, переход от ламинарного к турбу­лентному режиму происходит при критическом значении числа Рейнольд­са Рe_КР = 2100— 2300. Характерно, что ламинарному режиму течения жид­кости соответствуют потери давления, возрастающие прямо пропорцио­нально расходу, а турбулентному — пропорционально квадрату этой ве­личины.

При ламинарном течении

p = 0,8 (vQLId⁴),

при турбулентном течении

p = 7.85 (vLQ²/d⁵).

Здесь L — длина трубопровода, м.

Поток жидкости, проходя через повороты трубопроводов, штуцеры, угольники и другие местные сопротивления, теряет энергию, поскольку их преодоление сопровождается изменением направления движения, I изменением скорости, образованием вихрей и т.п. Для учета этих потерь пользуются формулой

p = (v²p)/2

где  — коэффициент местных потерь, показывающий, какая доля от ско­ростного напора идет на преодоление данного местного сопротивления. Зна­чения коэффициентов местных потерь, определяемые экспериментально, приведены в справочниках.

Прочностной расчет трубопроводов сводится к определению мини­мально допустимой толщины стенки  (мм) трубопровода в зависимо­сти от рабочего давления р (МПа):

_MIN = d/(2([]/p – 1))

где [] - допускаемое напряжение при работе материала трубопровода на растяжение, для стали [] =140 МПа.