Выбор элементов гидропривода

5.1 Выбор гидродвигателей

Выбор гидромотора (ГМ) и определение основных параметров гидроцилиндра (ГЦ) производится по силовым и кинематическим параметрам номинального и предельных режимов работы нагрузки. При этом, следует проанализировать возможность применения нескольких вариантов ГД, выполняя параллельно ориентировочную проверку возможности выбора стандартного насоса с параметрами наиболее близкими к требуемым для питания гидродвигателей (см. 5.2 - выбор насоса) и с учётом особенностей принятой гидравлической схемы.

Исходными данными для дальнейшего расчета гидросистемы, выбора насоса и элементов гидросхемы служат гидравлические параметры рабочей жидкости на входе в гидродвигатель: расход Q₂ и давление р_2.

Если гидродвигатели соединены последовательно (например рис.8), то давление на входе в первый гидродвигатель определяется как сумма расчётных давлений для каждого двигателя.

Выбор гидромоторов

Как известно, основными параметрами гидромоторов являются номинальная мощность N_{м ном}, номинальный крутящий момент М_{м ном} и номинальная частота вращения n_{м ном}. При отсутствии в паспортных данных гидромотора одной из этих характеристик её определяют из зависимости (4) по двум другим, известным параметрам.

Кроме того, в каталоге задаются возможные предельные частоты вращения n_{м max} и n_{м min}, рабочий объём q_м, рабочее (номинальное) давление р_{м ном}, полный η_м и объёмный η_{м об} коэффициенты полезного действия гидромотора.

Выбор гидромотора, как правило, осуществляют по заданным номинальной частоте вращения и номинальному крутящему моменту нагрузки:

.

Выбранный гидромотор должен обеспечивать весь диапазон требуемых по условию крутящих моментов и частот вращения.

Максимальное давление гидромотора р_{м max} (при отсутствии его величины в паспорте) может быть принято равным 1,2 от номинального.

Заданная частота вращения вала нагрузки (n_{и min}… n_{и max}) должна быть в пределах рекомендуемых частот вращения (n_{м min}… n_{м max}) выбранного гидромотора. Допускается, как исключение, указанную в каталоге максимальную частоту частоту вращения вала гидромотора увеличить на 15%…20%. При этом, следует понимать, что с увеличением частоты вращения выше максимально-рекомендуемой резко уменьшается срок службы гидромотора. Если в паспорте задана одна частота вращения гидромотора, то её следует одновременно считать считать и номинальной и максимально -рекомендуемой для этого гидромотора. В этом случае минимально -рекомендуемая частота вращения гидромотора может быть принята равной 15%…20% от номинальной.

При многодвигательном гидроприводе при прочих равных условиях предпочтение отдается гидромашинам с одинаковым номинальным (рабочим) давлением. Это способствует объединению гидродвигателей в общую схему гидропривода.

Для выбранных гидромоторов составляется таблица их паспортных данных, в которую вносятся следующие параметры: тип гидромотора, рабочий (удельный) объем q_м , см³; коэффициент момента к_м, см³; номинальная n_{м ном}, об/мин, максимальная n_{м max}, об/мин и минимальная n_{м min}, об/мин частоты вращения; рабочее (номинальное) давление р_{м ном}, Мпа; максимальное давление р_{м max}, Мпа, максимальное давление настройки предохранительного (переливного) клапана р_пк, Мпа, номинальный M_{м ном}, Нм и максимальный M_{м max}, Нм крутящий момент; полный η_м, объемный η_{м об} и гидромеханический η_{м гм} коэффициенты полезного действия (КПД) при номинальном режиме, коэффициент утечек к_{ут м}, см³/(мин*МПа); номинальная N_{м ном}, кВт и наибольшая N_{м max}, кВт эффективные мощности; момент инерции гидромотора I_м, кгм²; рекомендуемая рабочая жидкость и ее характеристика (плотность ρ,кг/м³; кинематический коэффициент вязкости ν, сСТ; температуры вспышки t_всп. и застывания t_заст.,град.); габаритные размеры (L*B*H),мм; масса m_м, кг.

Коэффициент утечек вычисляется по паспортным данным:

. (5)

Гидромеханический КПД для всех режимов работы гидромотора можно считать практически постоянным, а определять его следует по параметрам паспортного (номинального) режима:

. (6)

Текущие значения полного (η_{м i}) и объемного (η_{м об i}) КПД гидромотора зависят от его режима работы и для каждого i-того режима вычисляются по зависимостям:

; (7)

. (8)

Расход масла Q_{м i} потребляемый гидромотором при i-том режиме (расход масла Q_{2 i} на входе в гидромотор), определяют по известной зависимости:

, (9)

где n_{и i} - текущее значение частоты вращения нагрузки (выходного вала гидромотора), т.е. n_{и i} = n_{им i} = n_{2 i}.

Давление р_2і рабочей жидкости на входе в гидромотор определяется зави-симостью:

, (10)

где М_{и i} – текущее значения момента нагрузки (на выходном валу гидромотора), т.е. М_{и i} = М_{м i} = М_{2 i} ;

(11)

‑ коэффициент момента гидромотора.

Для выбора насоса необходимо рассчитать, с учётом нагрузочной характеристики (П 2.1, 2.2), максимальный Q_{2 max} и минимальный Q_{2 min} расходы рабочей жидкости, а также максимальное давление р_{2 max} на входе в гидродвигатель.

Наибольшая эффективная мощность гидромотора (N_{м max}) в случае необходимости определяется по формуле (4) для максимальных значений момента (М_{и max}) и угловой скорости (n_{и max}) нагрузки.

При отсутствии в каталоге гидромотора с необходимым числом оборотов выходного вала допускается установка между гидроприводом и исполнительным механизмом стандартного механического редуктора или мультипликатора с постоянным передаточным числом.

Передаточное число редуктора i_p выбирается из стандартного ряда чисел (i_p = 1,12; 1,25; 1,40; 1,60; 1,80; 2,00; 2,24; 2,50; 2,80; 3,15; 3,55; 4,00; 4,50; 5,00; 5,60; 6,30; 7,10; 8,00), а передаточное число мультипликатора i_м определяется по формуле:

. (12)

Принятый редуктор (мультипликатор) вносится в структурную схему привода (рис.1) и его параметры учитываются при построении нагрузочных характеристик.

Технические характеристики выбранных гидромоторов сводят в таблицу. Ниже таблицы приводится кинематическая схема и описание принципа действия этих гидромоторов.

 

ПРИМЕР № 2

 

Выбрать гидромотор по следующим исходным данным нагрузки:

n_{и ном} =150 об/мин; n_{и max} =190 об/мин; n_{и min} =120 об/мин.

Решение.

Выбор гидромотора производим по параметрам номинального режима с учётом предельных параметров нагрузки:

Номинальный момент: ;

Номинальная мощность:

Параметры режима при максимальной скорости нагрузки:

;

Параметры режима при минимальной скорости нагрузки:

Выбор гидромотора выполняем по следующим параметрам:

N_{и max}= 9844 Вт; М_{и mах} = 495 Нм; n_{и ном} =150 об/мин;

Дополнительно необходимо учитывать, что n_{и max} =190 об/мин;

n_{и min} =120 об/мин.

Этим параметрам отвечает гидромотор типа МР-250/160 с паспорт-ной характеристикой:

‑ рабочий объём, см³/об: q_м=250;

‑ частота вращения, об/мин: n_{м ном} =240; n_{м max} =378; n_{м min} =8,0;

‑ рабочее давление (номинальное), МПа: р_{м ном}=16,0;

‑ номинальный крутящий момент, Нм: М_{м ном}=570;

‑ номинальная мощность, кВт: N_{м ном}=14,0;

‑ КПД: объёмный - η_{м об} =0,91; полный –η_м = 0,87;

‑ тип рабочей жидкости: масло индустриальное 20, 30 и 45;

‑ габаритные размеры, мм: длина – 326; ширина – 325; диаметр (высота) – 335;

‑ масса, кг: m= 83,5.

Определяем недостающие (в том числе паспортные) данные:

‑ гидромеханический КПД: η_{м гм} =η_м/η_{м об} = 0,87/0,91 = 0,956;

‑ коэффициент момента гидромотора: k_м=q_м/2 =250/6,28=39,8 см³;

‑ коэффициент утечек гидромотора: =

;

‑ рабочее давление на входе в гидромотор при номинальном режиме работы нагрузки:

МПа

‑ давление на входе в гидромотор при максимальной нагрузке:

МПа

‑ максимальный расход Q_{м max}, потребляемый гидромотором:

где

- КПД гидромотора при максимальной скорости нагрузки.

 

Выбор гидроцилиндра

Основными параметрами для выбора гидроцилиндра являются рабочая нагрузка Р_и (номинальная Р_{и ном} и максимальная Р_{и max}) и максимальный рабочий ход l поршня. При этом, необходимо учитывать особенности работы гидроцилиндра.

На основании данных из приведенной ниже таблицы выбирают рабочее давление р_гц, за счёт которого осуществляется рабочий ход; тип гидроцилиндра; вид уплотнения; принимают гидромеханический КПД η_{гц гм} и соотношение k=d|D между диаметром d штока и внутренним диаметром D (для поршневого гидроцилиндра).

Рекомендуемые параметры гидроцилиндров

Усилие , КН	До 20	10-50	30-100	50-250	150 и выше
Pабочее давление р, МПа	6,3	6,3
Механи-ческий к.п.д. гидроци-линдра	Поршне-вой гидроци-линдр	манжетное уплотнение	0,9	0,92	0,93	0,94	0,95
уплотнение резиновыми кольцами	0,955	0,96	0,97	0,975	0,98
Плунжер-ный гидроци-линдр	манжетное уплотнение	0,95	0,96	0,97	0,98	0,985
уплотнение резиновыми кольцами	0,96	0,97	0,98	0,985	0,99
Отношение k = d/D (только для поршневых гидроцилиндров)	0,4	0,5	0,5	0,6	0,6
Объёмный КПД гидроцилиндра при уплотнении в гидроцилиндрах кольцами из масло-стойкой резины или манжетном уплотнении принимают = 1.

 

В зависимости от типа гидроцилиндра, особенностей его работы и принятой принципиальной гидросхемы привода решают вопросы реализации обратного (холостого) хода поршня (гидравлический или механический – пружиной, внешней силой) и выбора рабочей полости (штоковая или поршневая) для поршневого гидроцилиндра.

После этого выполняют расчет гидроцилиндров. При этом, определяют диаметр поршня D и штока d гидроцилиндра, минимальную толщину δ стенки и δ_дн днища гидроцилиндра, расход Q₂ и давление р₂ на входе в гидроцилиндр, диаметры подводящих трубопроводов d_п и d_ш соответственно поршневой и штоковой полостей.

Диаметр поршня D гидроцилиндра рассчитывают из условия его статиче-ского равновесия:

(13)

где S – активная площадь рабочей полости гидроцилиндра (S =S_п= πD²/4 – для поршневой рабочей полости; S =S_ш= πD² *(1-к²)/4 - для штоковой рабочей полости); ∆р_сл - потери давления в трубопроводе сливной магистрали (на этом этапе расчёта можно принимать ∆р_сл = (0,02 … 0,05)Мпа; S_x – активная площадь полости холостого хода (S_x = S_ш= πD² *(1-к²)/4 – в случае поршневой рабочей полости; S_x =S_п= πD²/4 – в случае штоковой рабочей полости).

На основании выражения (13) получим зависимости для определения диаметра поршня:

D ≥ (14)

- для поршневого гидроцилиндра при поршневой рабочей полости и для плунжерного гидроцилиндра;

D ≥ (15)

- при штоковой рабочей полости для поршневого гидроцилиндра.

Подсчитанное по формуле (14) или (15) значение диаметра поршня (плунжера) округляют до ближайшего большего значения в соответствие с нормальным (стандартным) рядом чисел по ГОСТ 12447-80. Вычисляют диаметр d штока гидроцилиндра:

(16)

и так же, как и D, округляют его.

Уточняют расчётные номинальное и максимальное давления в рабочей полости гидроцилиндра:

; (17)

Давление р₂ на входе в гидроцилиндр определяется с учётом гидромеханического КПД:

. (18)

Далее, по скорости нагрузки вычисляют номинальный Q_{2 ном}, минимальный Q_{2 min} и максимальный Q_{2 max} расходы рабочей жидкости:

; (19)

Минимально допустимые значения диаметров подводящих отверстий d_п и d_ш, соответственно поршневой и штоковой полостей определяют по максимальному расходу масла, приняв среднюю скорость масла в этом отверстии u_о = 5 м/с:

 

(20)

 

и округляют его до ближайшего большего стандартного значения. В заключении определяются минимальные значения толщины δ боковой стенки и толщина δ_дн днища гидроцилиндра:

 

(21)

где р_у = 1.25 р_{гц max} - условное давление, [σ] = 150 МПа –допустимое нормальное напряжение, с = (3…5) мм – запас прочности по толщине на расточку и коррозию.

 

Пример № 3

 

Рассчитать поршневой гидроцилиндр с поршневой рабочей полостью по следующим данным:

‑ расчётная рабочая (номинальная) нагрузка Р_{и ном.}, кН – 80;

‑ максимальная нагрузка на штоке Р_{и max.}, кН – 100;

‑ максимальный рабочий ход поршня l, мм – 200;

‑ номинальная скорость нагрузки u_{и ном.}, м/мин – 10;

‑ пределы регулирования по скорости в долях от номинальной – 0,2…1,5.

Решение

1 .Из таблицы рекомендуемых параметров гидроцилиндров выбираем:

‑ рабочее давление гидроцилиндра р_гц= 16 МПа;

‑ гидромеханический КПД гидроцилиндра η_{гц гм} = 0,93;

‑ соотношение между диаметрами штока и поршня к=d/D = 0,5.

2 .Определяем расчётный диаметр поршня (14):

D^(рас.) ≥ =

= = 0,082 м = 82 мм.

Из нормального ряда чисел выбираем диаметр поршня D = 90 мм. Тогда площадь поршневой полости S = S_п = πD²/4 = 3,14*(90*10^-3)²/4 = 6,36*10^{-3 м2}.

3 .Вычисляем диаметр штока d = D*к = 90*0,5 = 45 мм, что соответствует нормальному ряду чисел. Площадь штоковой полости в этом случае составит:

4 .Уточняем номинальное р_{гц ном.} и максимальное р_{гц max.} давления в поршневой полости гидроцилиндра при ненагруженной штоковой полости:

5 .Вычисляем необходимые расходы рабочей жидкости:

6 .Определяем минимальную толщину стенки и днища гидроцилиндра:

= >

> 20 мм.

7 .Ориентировочная длина собранного гидроцилиндра составит

L _гц = l + (2…3)D = мм.

8 .Определяем минимально допустимые значения диаметров подводящих отверстий:

=0,0092м=9,2 мм.

Выбор насоса

Выбор насоса производится по вычисленным в П 5.1 р₂ и Q₂ ГД с учётом количества ГД, вида их совместной работы и с ориентировочным учётом потерь давления p и утечек в напорной магистрали. Давление р₁ и расход Q₁ насоса определяются зависимостями:

; (22)

При этом, необходимо анализировать принятую принципиальную схему ГП, обращая внимание на способ регулирования и соединение всех ГД между собой.

Так, при регулировании насосом и параллельным дросселем потери давления p могут быть приняты до 5% от расчётного давления, а при последовательном дросселировании - 10%…30%. Утечки ∆Q_ут при дроссельном регулировании ориентировочно принимаются до 10%…15% расчётного (номинального) расхода, а при объёмном регулировании – около 5%.

При параллельной одновременной работе ГД суммируются их расходы (например, схемы на рис.2, 3, 5 и 6), а при последовательном соединении ГД суммируются давления (например, схема на рис.7). Если ГД работают поочередно, то параметры выбираемого насоса должны обеспечивать максимальные значения давления и расхода любого из ГД.

При отсутствии насоса необходимой производительности могут быть приняты два или несколько параллельно соединённых насоса, которые обеспечивавают необходимый расход рабочей жидкости. При параллельной работе двух насосов, как известно, суммируются их расходы

(23)

и утечки = , (24)

Давления на выходе насосов при их совместной работе одинаковы, т.е.:

.

Здесь р₁⁽¹⁾, Q₁⁽¹⁾ и р₁⁽²⁾, Q₁⁽²⁾ – соответственно давления и расходы на выходе первого и второго насосов, к_{ут нс}, к_{ут н}⁽¹⁾ и к_{ут н}⁽²⁾ –коэффициенты утечек соответственно суммарный и каждого насоса.

В случае объёмного регулирования регулируемыми могут быть как один, так и все работающие параллельно насосы. Для упрощения целесообразно ориентироваться на управление одним насосом. При этом, нерегулируемый насос выбирается по расчётному давлению и по минимально-допустимому расходу Q_{2 min}, а регулируемый – по расчётному давлению и расходу Q_{1 рас}:

(24)

Для выбранных насосов приводится их полная техническая (паспортная) характеристика с расчётом недостающих в справочнике величин (к_{ут н}, η_{н гм} и др.):

; (26)

где Q₁ и р₁ - номинальные подача и давление на выходе насоса; η_н, η_{н об} - полный и объёмный КПД насоса для номинального режима.

 

 

ПРИМЕР № 4

Выбор насоса

Выбрать насос по следующим исходным данным:

‑ расчетные параметры гидродвигателя

р_2max=15 МПа; р_2ном=12,5 МПа; Q_2max=4,0 л/мин.

‑ способ регулирования ГП – шунтовой дроссель.

Решение.

1. Определяем расчетные давления насоса:

р_2ном>1,05 р_2ном=13,1МПа; р_2max>1,05 р_2max=15,75МПа.

2. Определяем рабочий расход насоса:

=(4,4…4,6) л/мин = (0,073…0,077) л/с.

3. При регулировании шунтовым дросселем в ГП устанавливается нерегулируемый насос. В этом случае предпочтение следует отдать в первую очередь шестеренным насосам, как самым простым и надежным. При невозможности выбора такого типа насоса поиск производим среди радиально и аксиально-поршневых, пластинчатых насосов.

Анализ каталога насосов позволяет выбрать насос НГ-400, со следующей паспортной характеристикой:

‑ частота вращения n₁=1500 об/мин=24,2 об/с;

‑ подача Q₁=0,0830 л/с = 0,0830^.10^-3 м³/с;

‑ номинальное давление p_1ном= 20 МПа;

‑ мощность N₁= 2,8 КВт;

‑ КПД: объемный =0,80, полный =0,58;

‑ рабочая жидкость: масло индустриальное 40 и 45;

‑ габаритные размеры, мм:

длина L=220, ширина B=131, диаметр (высота) H=193;

‑ масса m=13,5 кг.

4 .Определяем недостающие (в том числе и паспортные) данные:

‑ коэффициент утечек насоса:

;

‑ гидромеханический КПД: ;

‑ рабочий (удельный) объем насоса:

.

 

ПРИМЕР № 5

Расчет параллельно работающих насосов.

В гидроприводе с объемным регулированием определены, необходимые для выбора насоса, расходы рабочей жидкости:

Q_2min= 0,8 л/с; Q_2max= 3,4 л/с.

Давление р₂ в ГП при этих расходах равны соответственно р_2min= 7 МПа и р_2max= 9 МПа.

По этим данным для насосной станции выбраны два параллельно работающих насоса: регулируемый радиально-поршневой типа НП–200 и нерегулируемый аксиально-поршневой типа НА–25/320. Определить параметры принятой насосной станции.

Решение.

1. Технические характеристики насосов имеют следующий вид:

№ п/п	Параметры	НП–200	НА–25/320
1.	Рабочий объём qн, см^3/об	qн^(1)= 140	qн^(2)= 25
2.	Частота вращения n1, об/мин	n1^(1)= 1470	n1^(2)= 1500
3.	Подача Q1∙10^3, л/с	Q1^(1)∙10^3=3333	Q1^(2)∙10^3=550
4.	Номинальное давление p1ном, МПа	p1^(1)ном=10	p1^(2)ном=32
5.	Мощность Nном, кВт	37	21,5
6.	КПД объемный,	=0,92	=0,88
7.	КПД полный	=0,85	=0,8
8.	Тип рабочей жидкости	масло индустр. 45	Масла: индустр. 20, 30, 45; турбинные 22Л, 30УТ
9.	Габаритные размеры, мм:
	длина, L	352	400
	ширина, B	440	275
	диаметр (высота)	330	245
10.	Масса m, кг	180	44,5

2 .Гидромеханический КПД насосов:

; .

3 .В качестве рабочей жидкости принимаем масло индустриальное 45.

4 .Суммарный максимальный рабочий объем насосной станции:

140+25=165 см³/об= м³/об.

5 .Для вращения насосов используем один электродвигатель с синхронной частотой вращения n_c=1500 об/мин. Номинальная частота вращения приводного двигателя n_1ном может быть определена только после его выбора. Для предварительных расчетов с учётом возможного скольжения можно принять n_1ном= n_1ном⁽¹⁾ = n_1ном⁽²⁾ =1470 об/мин=24,5 об/с.

6 .Определяем суммарный коэффициент утечек насосной станции:

,

где:

-коэффициент утечек насоса НП–200;

-коэффициент утечек насоса НА–25/320.

7 .Максимальная мощность , потребляемая насосной станцией:

,

где

8 .Предварительно оценим возможные изменения параметра регулирования насоса НП–200:

;

0,86–0,076=0,784>0,6.

Анализ предварительных значений параметра регулирования насоса показывает, что условие (57) фактически может быть не соблюдено ( <0,2).

Это указывает на то, что после уточненного расчета параметра регулирования насоса (зависимость (54)) может возникнуть необходимость поиска насосов с иными параметрами.

9.Гидромеханический КПД насосной установки.

Как известно /5/, КПД установки при параллельном соединении ее силовых элементов определяется зависимостью:

, (Б)

где n – число параллельно соединенных силовых элементов; – КПД i-того силового элемента; – доля общей мощности, идущей на i-тый силовой элемент. Причем, =1. Кроме того, необходимо учитывать, что рабочее давление в насосной станции одинаково для обеих насосов. В нашем случае максимальное и минимальное значения долей мощности, потребляемых насосами, составит:

;

;

где – минимально необходимая подача насосной станции.

10 .Гидромеханический КПД отдельных гидроэлементов, как правило, считают постоянным для всех режимов работы ГП. Поэтому, на основании полученных выше данных определим возможные пределы его изменения для насосной станции по формуле (Б):

Тогда,

11 .Определяем предельные значения объемных КПД для регулируемого () и нерегулируемого () насосов, используя известную зависимость ():

,

Тогда,

где

12 .Таким образом, возможные пределы изменения объёмного КПД насосной станции вычисляются по формуле (Б):

,

13 .Учитывая, что полный КПД определяется как произведение объёмного и гидромеханического КПД, получим пределы изменения полного КПД насосной станции:

.

Выбор приводного двигателя

В качестве двигателей следует использовать асинхронные короткозамкнутые двигатели, которые выбираются по мощности N_дв и синхронной частоте вращения n_с:

; n_с > n₁, (27)

 

где (28)

- КПД насоса при р₁ = р_1max; q_н – удельная подача (рабочий объём) насоса.

Для выбранных электродвигателей приводятся их паспортные данные: тип двигателя; номинальная мощность N_{дв ном}, кВт; синхронная частота вращения n_с, об/мин; номинальное скольжение S%; габаритные размеры (L_дв, B_дв, H_дв); момент инерции I_дв, кгм², масса m_дв, кг.

 

 

Выбор рабочей жидкости

От правильного выбора рабочей жидкости, которая подвергается воздействию изменяющихся давлений, скоростей и температур, зависит надёжность работы и срок службы как отдельных аппаратов, так и гидросистемы в целом.

Рабочая жидкость выбирается на основании технических характеристик принятых гидромашин и должна быть приемлема для всех гидромашин системы. Полная характеристика выбранной жидкости приводится в виде таблицы со ссылкой на соответствующий ГОСТ.

Количество рабочей жидкости, размещаемой в резервуаре (баке) гидросистемы, определяется исходя из допускаемой величины установившейся температуры и определяется условиями охлаждения жидкости. При отсутствии специальных охлаждающих устройств объём рабочей жидкости принимается равным (при открытой системе циркуляции) 2,5…3,0 минутной подаче насоса, а при закрытой системе циркуляции объём рабочей жидкости определяется необходимостью заполения гидросистемы и параметрами насоса системы подпитки.