Выбор марки рабочей жидкости

Мощность на выходном звене привода

Мощности на выходном звене гидроцилиндра N_ц (Вт) определяются по выражению:

N_ц=V*F (V,м/с;F,Н). (5.1)

Эффективные мощности на выходном звене гидропривода агрегатной головки (рис. 1.1) в разные периоды работы рассчитываются по формулам:

N_ц,Б.П = V_Б.П × F_Б.П;

N_ц,Р.Х = V_Р.Х × F_Р.Х;

N_ц,Б.О = V_Б.О × F_Б.О.

Диаграммы мощностей показаны на рис. 5.1

Рис. 5.1. Диаграмма мощностей привода агрегатной головки при ходе вперед и назад

Назначение номинального давления

Под номинальным давлением p_ном понимают наибольшее избыточное давление, при котором устройство должно работать в течение установленного ресурса с сохранением параметров в пределах установленных норм.

По значению номинального давления различаются гидравлические системы низкого давления (до 1,6 МПа), среднего давления (до 6,3 МПа), высокого давления (до 20 МПа), сверхвысокого давления (более 25 МПа) [3].

В настоящее время имеется тенденция к увеличению рабочего давления, так как это позволяет при малых габаритах насосов и гидродвигателей получать большую мощность, а при той же мощности – меньшие габариты и вес конструкции. Однако надо иметь в виду, что при больших давлениях (более 25 МПа) повышаются требования к применяемым материалам, уплотнениям, к жесткости конструкции.

Следует также учитывать максимальные давления, создаваемые серийными насосами, которые выпускаются промышленностью и применяются в данной отрасли. Кроме того, если выбрать большое давление при сравнительно малом усилии на штоке гидроцилиндра, то диаметр последнего может оказаться слишком малым, не предусмотренным рядом нормализованных гидроцилиндров. Поэтому при выборе давления в системе в первую очередь ориентируются на рекомендуемые значения рабочих давлений для получения требуемых величин внешних нагрузок на штоке поршня силового гидроцилиндра [4].

Окончательное значение номинального давления p_ном выбирается соответственно принятому в отрасли машиностроения, где предполагается использовать проектируемый привод, ориентируясь на определённый тип насоса.

По ГОСТ 12445-80 для объёмных приводов используют следующие значения номинальных давлений (p_ном, МПа): 0,1; 0,16; 0,25;0,4;0,63;1;1,6;2,5;4;6,3;10;12,5;16;

20;25;32;40;50;63;80;100;125;160;200;250.

Наиболее употребительны такие диапазоны номинальных давлений:

n в гидроприводах технологического оборудования

p_ном=6,3...12,5 МПа,

n в гидроприводах сельскохозяйственной техники

p_ном=6,3...16 МПа,

n в гидроприводах дорожно-строительных и коммунальных машин

p_ном=16...32 МПа,

n в гидрофицированных прессах

p_ном=32...50 МПа.

Выбор марки рабочей жидкости

Выбор марки минерального масла определяется температурными условиями, режимом работы гидропривода и его номинальным давлением, которым должно соответствовать важнейшее физическое свойство масла – вязкость; завышение или занижение вязкости масла приводит к ухудшению эксплуатационных свойств гидропривода.

Применение масла с завышенной вязкостью (более 10×10^{-4 м2}¤с) приводит к увеличению гидравлических сопротивлений и, следовательно, потребляемой гидроприводом мощности, к уменьшению объемных КПД насосов и гидродвигателей, ухудшению фильтрации и снижению ресурса гидроаппаратов, вызывает нежелательный нагрев масла. При занижении вязкости (ниже 0,2×10^{-4 м2}¤с) повышается интенсивность износа трущихся пар, ускоряется окисление масла, увеличиваются его утечки и перетечки, что также увеличивает потребляемую гидроприводом мощность.

Для гидроприводов с легким режимом работы и меньшим номинальным давлением следует применять масла с меньшей вязкостью, чем для гидроприводов с тяжелым режимом работы и большим номинальным давлением. Так, при прочих равных условиях, при номинальном давлении до 7 МПа рекомендуется вязкость масла 0,2×10^{-4 м2}¤с - 0,4×10^{-4 м2}¤с (при 50⁰С), а при давлении 7-20 МПа 0,6×10^{-4 м2}¤с – 1,1×10^{-4 м2}¤с.

Вязкость масла существенно зависит от температуры и должна поддерживаться в оптимальных пределах во всем интервале эксплуатационных температур.

Нижний предел применимости масла определяется температурой прокачиваемости его в гидроприводе, которая обычно на 10-15⁰С выше температуры застывания масла. Кроме того, ГОСТ 14892-69 рекомендует определенные пределы вязкости масла для нормальной работы насосов (табл. 7.1).

Таблица 7.1

Ограничение вязкостей рабочих жидкостей для роторных насосов

Тип насоса	Вязкость жидкости (10^-4 м2¤с)
Минимальная ^1	Максимальная ^2
Аксиально-поршневые	0,06-0,08	18-20
Пластинчатые	0,10-0,12	35-45
Шестеренные	0,16-0,18	45-50

Примечания:

1. Обеспечивается гидродинамическая смазка сопряженных поверхностей трения и удовлетворительное значение объемного КПД (не менее 0,8).

2. Обеспечивается минимально необходимая прокачиваемость.

Технические данные масел, используемых в гидроприводах, и условия их применения приведены в [1].

8. Определение параметров объёмного гидродвигателя

Расчётная формула для определения главного параметра гидроцилиндра - эффективной рабочей площади поршня выводится из уравнения сил:

p_н.ц ×S_н - p_{с.ц ·}S_c.л - F_тр.упл - F=0, (8.1)

S_н× (p_н.ц - S_c ×p_с.ц /S_н)=F+F_тр.упл. (8.2)

Используя понятие коэффициента асимметрии двигателя s_ц=S_c/S_н, получим

S_н=(F+F_тр.упл)/(p_н.ц-s_ц×p_с.ц). (8.3)

Уравнение (8.3) можно представить в виде:

S_н=F/(p_ном×h_г.а ×h_м.ц), (8.4)

где h_м.ц=F/(F+F_тр.упл) - механический КПД гидроцилиндра, учитывающий влияние сил трения поршня и штока о корпус гидроцилиндра;

h_г.а=(p_н.ц-s_ц*p_с.ц)/p_ном - гидравлический КПД аппаратов и соединительных гидролиний. Эта величина отражает потери давления при течении жидкости от насоса к гидродвигателю и обратно.

В формулу (8.4) подставляют приближённое значение механического КПД h_м.ц, соответствующее типу двигателя. Ориентиром могут служить экспериментальные значения h_м.ц, приведённые в каталогах на гидрооборудование:

h_м.ц=0,93...0,97 (табл 8.1).

Таблица 8.1

Значение механического КПД гидроцилиндров в зависимости от вида

уплотнения и диаметра

Уплотнение
резиновыми манжетами	Кольцами
резиновыми	Чугунными
Диаметр, мм
40-60 0,93	80-125 0,95	110-220 0,97	до 400 0,97	до 5000 0,95

Значение гидравлического КПД h_г.а выбирают с учетом потерь энергии и габаритных размеров трубопроводов и аппаратов. Для приводов с расчетной мощностью на выходном звене 0,5…5 кВт в первом приближении можно принять h_г.а = 0,75…0,9 [2]. При дальнейшем расчете эту величину корректируют. Выбранное h_г.а принимается в качестве допустимого значения гидравлических потерь привода.

Расчёт S_н (м²) ведётся по максимальной силе F. В рассматриваемом примере F_max=F_р.х, следовательно:

S_н^р.х =F_р.х/(p_ном×h_г.а×h_м.ц) (F, Н; p_ном, Па;)

После определения эффективной рабочей площади поршня S_н рассчитывается внутренний диаметр гидроцилиндра D. Диаметр гидроцилиндра находят в зависимости от направления действия рабочего усилия. Если рабочая жидкость под давлением подается в поршневую полость (рис.4.1, схема I, III), то S_н = pD²¤4 и расчетный диаметр цилиндра D (м) находят по формуле

. (8.5)

Для штоковой рабочей полости цилиндра (рис.4.1, схема II, IV) эффективная площадь поршня S_н (м²) равна

. (8.6)

Отсюда диаметр цилиндра D (м)

, (8.7)

p D²/4

где y = ¾¾¾¾¾¾¾¾¾¾ - коэффициент мультипликации, равный отношению

p D²/4 - pd²/4

площадей поршневой и штоковой полостей цилиндра. Для предварительного расчета D можно принять y =1,33; 1,65. Гидроприводы с y =1,33 наиболее часто встречаются в станкостроении.

Дата добавления: 2015-11-26