2. Расчет основных параметров гидропривода

Согласно схеме гидропривода составим уравнения для давлений в полостях нагнетания гидроцилиндров P₁ и в полостях слива P₂. Для этого составим схему распределения давлений в гидросистеме.

Уравнения давлений P₁ и P₂ запишем в виде:

где P₁ - давление в поршневой полости гидроцилиндра, МПа;
P₂ - давление в штоковой полости гидроцилиндра, МПа;
P_Н - давление, развиваемое насосом, МПа;
ΔP_{зол 1} и ΔP_{зол 2} - перепады давлений на гидрораспределителе, МПа;
ΔP₁ и ΔP₂ - перепады давлений в трубах l₁ и l₂, МПа;
ΔP_ДР - перепад давления на дросселе, МПа;
ΔP_Ф - перепад давления на фильтре, МПа.

Согласно [12, с.62] в зависимости от величины полезного усилии R примем рабочее давление в гидросистеме, т.е. давление, развиваемое насосом P_Н будет равно 6,3 МПа. Перепады давлений на золотнике, дросселе и фильтре примем следующим образом:

Так как перепады давлений в трубах на первой стадии расчета определить нельзя, то примем предварительно ΔP_{зол 1} = ΔP_{зол 2} = 0,2 МПа. Тогда P₁ и P₂ будут равны:

Составим уравнение равновесия поршней силовых цилиндров, пренебрегая силами инерции:

где F₁ - площадь поршня со стороны поршневой полости, м²;
F₂ - площадь поршня со стороны штоковой полости, м²;
R - усилие на штоках, кН;
T - сила трения, приложенная к поршню.

Сила трения T увеличивается с ростом давления жидкости в цилиндре. Ее можно определить по формуле

Определим площади гидроцилиндра F₁ и F₂, используя соотношения

где υ_ПР и υ_ПХ -скорости поршня при рабочем и холостом ходе.

Преобразуем уравнение к виду

Расход жидкости, поступающий в силовой цилиндр можно определить по формуле

Если расход жидкости, поступающий в силовой цилиндр при рабочем и холостом ходе одинаков, то

поэтому

Из этих выражений следует

откуда

Следовательно, выражение площади поршня в штоковой полости примет вид:

Подставляя выражения площадей F₁ и F₂ в (2), сможем определить диаметр поршня

Принимаем стандартный диаметр цилиндра D = 110 мм. По справочнику [6, с.90] выбираем гидроцилиндры общего назначения по ОСТ 22-1417-79 с номинальным давлением P* = 10 МПа (рис.3).

Габаритные и присоединительные размеры выбранных гидроцилиндров, мм [6, с.96, табл.3.31]

D	S	d	D1	d1	d2	b	rmax	lmin
110	630	50	127	M33x2	40	40	50	50

Поскольку ход штока S = 10D, то его на продольный изгиб можно не проверять.

Посчитаем площадь поршня в поршневой и штоковой полости

Определяем расход жидкости, поступающий в поршневую полость каждого силового гидроцилиндра

где υ_ПР - скорость перемещения поршня, которая определяется отношением хода поршня к времени рабочего хода

тогда

Подача насоса с учетом утечек рабочей жидкости определится по формуле:

где ΔQ_Ц - утечки жидкости в силовом цилиндре;
ΔQ_зол - утечки в золотнике;
ΔQ_ПК - утечки через предохранительный клапан;
z - число гидроцилиндров.

Утечки в силовом цилиндре ΔQ_Ц определим по формуле

Утечки в золотнике

Номинальные утечки находим в табл.2.2 и 2.3 [17].

Утечки через предохранительный клапан примем ΔQ_ПК = 0,1Q_Н. Подача насоса

Определим рабочий объем насоса

где n - частота вращения ротора насоса;
η₀ - объемный КПД насоса,

Выбираем по рассчитанным параметрам пластинчатый гидронасос Г12-24М с рабочим объемом 80 см³, номинальной подачей 70 л/мин, номинальным давлением 6,3 МПа и объемным КПД η₀* = 0,9 (рис.4).

Насос состоит из корпуса 2 с крышкой 9, между которыми размещаются статорное кольцо 11. На приводном валу 4 на шлицах установлен ротор 1, в пазах которого помещены пластины 12. Вал вращается в шариковых подшипниках 3. К торцам ротора прижаты торцевые распределительные диски 7 с четырьмя окнами для всасывания и нагнетания. Один из торцевых распределительных дисков плавающий: в начале работы насоса он поджимается к ротору пружинами 6, а во время работы - давлением жидкости, поступающей из напорной гидролинии. Герметизация насоса достигается установкой резинового или пробкового кольца 10 и манжет 5 из маслостойкой резины. Утечки повалу отводятся через дренажное отверстие 8.

Уточняем расход жидкости, сбрасываемый через предохранительный клапан в бак

Находим внутренний диаметр труб, с помощью которых соединяются гидроаппараты. Для этого зададимся скоростью движения жидкости согласно требованиям ГОСТ в зависимости от давления насоса P_Н . Принимаем υ_РЖ = 3,2 м/с.

Имея в виду, что

где d_Т - внутренний диаметр труб, получим

Найденное значение диаметра d_Т округляем до ближайшего стандартного в бoльшую строну согласно ГОСТ 16516-80 [14, с.7], т.е. d_Т = 16 мм.

Уточнив внутренний диаметр труб, находим среднюю скорость движения жидкости в трубах

Зная расходы и ориентировочные величины давлений, приступим к выбору гидроаппаратуры. Применительно к рассчитываемому гидроприводу необходимо выбрать предохранительный клапан, гидрораспределитель, два дросселя, два обратных клапана и фильтр. Производим подбор гидроаппаратуры, удовлетворяющей полученным данным по расходу Q_Н (не ниже 70 л/мин) и давлению P (не ниже 6,3 МПа). Все данные по выбранной аппаратуре представлены в табл.1.

Гидроаппаратура	Кол-во	Тип	Расход, л/мин	Давление, МПа	Перепад давлений, МПа
Предохранительный клапан [14, с.124]	1	ПГ54-34М	125	6,3	0,6
Гидрораспределитель [14, с.78, 85, 86] (ΔP по [14, рис.4.3])	1	ВММ10.44	33	32	0,22
Дроссель [14, с.143, 146, 148]	2	ПГ77-14	80	20	0,25
Фильтр щелевой [14, с.304]	1	40-80-1	40	6,3	0,1
Клапан обратный [14, с.108]	2	Г51-33	63	20	0,25

Предохранительный клапан ПГ54-34М (рис.5) стыкового присоединения состоит из следующих основных деталей: корпуса 3, колпачка 5, золотника 2, пружины 6, регулировочного винта 8 и втулки 7. Масло подводится к аппарату через отверстие P и отводится через отверстие A. Линия P через канал 10 и малое отверстие (демпфер) 11 соединена с полостью 1, а полость 9 через канал 4 - с отверстием A. Когда усилие от давления масла на торец золотника в полости 1 преодолевает усилие пружины 6 (регулируется винтом 8) и усилие от давления масла на противоположный торец золотника в полости 9, золотник перемещается вверх, соединяя линии P и A.

Гидрораспределитель типа ВММ10.44 по ГОСТ 24697-81 (рис.6) имеет чугунный литой корпус 1, в котором выполнены каналы для подключения линий P, T, A и B. Корпус имеет пять маслоподводящих канавок. В центральном отверстии корпуса (диаметром 10 мм) расположен золотник 2, который через толкатели 3 перемещается узлом управления.

Дроссель типа ПГ77-14 (ТУ27-20-2205-78) состоит из следующих основных деталей (рис.7): корпуса 1, втулки 2, втулки-дросселя 3, винта 4, валика 6, лимба 8, контргайки 7, пробки 11, пружины 10, указателя оборотов 5 и штифта 9. Масло из гидросистемы подводится к отверстию "подвод" аппарата, проходит через дросселирующую щель, образованную фасонным отверстием во втулке 2 и торцом втулки-дросселя 3 (вид Б), и отводится через отверстие "отвод". Расход регулируется путем осевого перемещения втулки-дросселя 3 с помощью винта 4 в одну сторону и пружины 10 - в противоположную. Винт поворачивается от лимба 8 через валик 6. Между винтом и валиком установлена втулка с зубчатым зацеплением, позволяющим так устанавливать лимб относительно валика, что при полностью закрытом дросселе утечка него не превышает 0,06 л/мин. Полному осевому перемещению втулки-дросселя соответствует четыре оборота лимба, что позволяет плавно регулировать расход масла. После каждого полного оборота лимб с помощью штифта 9 поворачивает на ¼ оборота указатель 5, на торце которого имеются цифры "1"…"4"; самопроизвольный поворот указателя предотвращает шариковый пружинный фиксатор. Острые кромки по всему периметру дросселирующей щели практически исключает зависимость установленного расхода от температуры масла, а треугольная форма проходного сечения при малых открытиях уменьшает опасность засорении.

Фильтр щелевой 40-80-1 ГОСТ 21329-75 (рис.8) имеет фильтрующий пакет, состоящий из набора основных 8 и промежуточных 9 пластин. Фильтр по конструкции состоит из стакана 1, крышки 2, оси 3, стойки 10 с закрепленными на ней скребками 11, рукоятки 4, уплотнений 5, 6 и пробки 7, служащей для слива загрязнений. Из отверстия I крышки масло проходит через щели между платинами 8 и отводится в гидросистему через отверстие II. При повороте фильтрующего пакета рукояткой 4 скребки 11 прочищают щели между основными пластинами. Очистку фильтрующего пакета не рекомендуется выполнять во время работы гидропривода.

Обратный клапан Г51-33 (ТУ2-053-1649-83Е) состоит из корпуса 1, к коническому седлу которого пробкой 5 через пружину 4 прижат плунжер 3. Масло, подводимое в отверстие 7, приподнимает плунжер и проходит в отводное отверстие 2. При изменении направления течения давление масла в отверстии 2 (и полости 6) вместе с пружиной 4 плотно прижимает плунжер к седлу, исключая возможность обратного потока.

При определении перепадов давлений исходят из расходов, на которые рассчитана гидроаппаратура. Действительные расходы отличаются от справочных. Поэтому необходимо уточнить значения перепадов давлений.

Перепады давлений на золотнике можно найти из выражений

где ΔP* _зол- перепад давлений на золотнике при расходе Q* _зол;
Q_Ц1 - расход жидкости в полость нагнетания цилиндра;
Q_Ц2 - расход жидкости из полости слива.

Определим расход Q_Ц2 жидкости, вытекающей из штоковой полости

Определим перепады давлений

Аналогично могут быть уточнены значения ΔР и для другой гидроаппаратуры.

При подсчете перепада давления на фильтре отношение Q_Ц2 / Q*_Ф подставлять нужно в первой степени, т.к. режим движения жидкости в фильтре ламинарный:

Для определения действительных перепадов давления в трубах сначала определим среднюю скорость движения жидкости в сливной магистрали l₂

Далее определим числа Рейнольдса

где ν - кинематическая вязкость масла, которая определяется по формуле:

здесь ν_50º - кинематическая вязкость индустриального масла И-100, м²/с;
T_М - температура масла, ºС;
n - показатель степени, зависящий от ν50º.

Поскольку Re₁ и Re₂ меньше критического числа, режим течения в трубах ламинарный, поэтому коэффициент гидравлического сопротивления определим по формуле

Определив коэффициенты гидравлического трения λ, находим перепады давлений в трубах:

где ρ - плотность рабочей жидкости, для И-100 ρ = 920 кг/м³;
λ₁ и λ₂ - коэффициент гидравлического трения для напорной и сливной гидролинии соответственно.

Поскольку перепады давлений на дросселе зависят от степени его открытия, то оставим их такими же, как и ранее ΔP_{ДР 1} = ΔP_{ДР 2} = 0,25 МПа.

По уточненным перепадам давлений находим перепад давлений в полостях силового гидроцилиндра

По формуле определим P₁

и уточним давление, развиваемое насосом

Наверх страницы