Проектирование гидроприводов мобильных машин

МИНИСТЕРСТВО НАУКИ И ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ

РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ

УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ

«ВОРОНЕЖСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»

 

 

                 Рассмотрено и утверждено                                          УТВЕРЖДАЮ

                на заседании кафедры НГОТ                                    Зав. кафедрой НГОТ

                   от ____________ 20__ г.                                        ________ / С.Г. Валюхов /

                         Протокол № ___                                               _________________ 20__ г.

 

 

ФАКУЛЬТЕТ МАШИНОСТРОЕНИЯ И АЭРОКОСМИЧЕСКОЙ ТЕХНИКИ

Кафедра нефтегазового оборудования и транспортировки

Направление: 21.04.01 «Нефтегазовое дело»

Магистерская программа: «Моделирование и оптимизация рабочих

процессов в энергетических системах газонефтепроводов»

 

ПРОЕКТИРОВАНИЕ ГИДРОПРИВОДОВ МОБИЛЬНЫХ МАШИН

 

Методические указания, варианты заданий и порядок выполнения

курсового проекта по дисциплине «Научные основы проектирования

гидроприводов машин для строительства и эксплуатации

газонефтепроводов и газонефтехранилищ»

 

 

Составитель                                                  ___________________             / В.В. Бородкин /

                                                                                                                                                                         Инициалы, фамилия

 

Руководитель ОПОП                                         ___________________             / С.Г. Валюхов /

                                                                                                                                                                        Инициалы, фамилия

 

Воронеж 2020
СОДЕРЖАНИЕ

 

Введение
1. Проектирование схем гидроприводов строительных и дорожных машин
1.1. Выбор способа регулирования объемного гидропривода
1.2. Выбор распределителя, напорного клапана и делителя потока
1.3. Выбор фильтра и схемы его установки
1.4. Применение гидроаккумулятора
1.5. Выбор рабочей жидкости
2. Определение основных параметров гидропривода поступательного движения
2.1. Выбор гидроаппаратуры
2.2. Определение действительных перепадов давлений
3. Определение основных параметров гидропривода вращательного движения
4. Определение КПД гидропривода
4.1. Определение КПД гидропривода при постоянной нагрузке
4.2. Определение КПД гидропривода при работе в цикличном режиме
5. Расчет объема гидробака
6. Построение нагрузочной характеристики гидропривода
7. Выбор исходных данных
7.1. Варианты исходных данных
7.2. Варианты принципиальных гидравлических схем приводов рабочего и ходового оборудования мобильных машин
Список литературы

 

 

ВВЕДЕНИЕ

 

Курсовая работа по дисциплине «Научные основы проектирования гидроприводов машин для строительства и эксплуатации газонефтепроводов и газонефтехранилищ» выполняется с целью углубления и расширения знаний студентов в области проектирования и расчетов объемных гидроприводов мобильных машин, применяемых при ремонтно-восстановительных работах на газонефтепроводах.

При выполнении курсовой работы рассматриваются следующие вопросы: обоснование принимаемой принципиальной гидравлической схемы машины и анализ ее работы, определение параметров объемного гидропривода в целом и на основе расчета его элементов (насосов, гидродвигателей, гидроаппаратуры, гидробака, гидролиний) – выбор гидромашин и гидроаппаратов из существующей номенклатуры, предлагаемой отечественными и зарубежными заводами-изготовителями.

Графическая часть курсовой работы оформляется в соответствии с требованиями ЕСКД и включает принципиальную гидравлическую схему (согласно варианту задания), сборочный чертеж гидромашины или гидроаппарата, графики зависимостей расхода и давления в соответствии с выполненными расчетами. Объем графической части составляет до четырех листов формата А1.

Пояснительная записка содержит следующие составные части:

1) титульный лист;

2) задание;

3) содержание;

4) введение;

5) основную часть;

6) заключение;

7) список использованных литературных источников;

8) приложения (технические характеристики выбранных элементов гидропривода, графики расчетных зависимостей, результаты патентного поиска).

Все расчеты должны сопровождаться необходимыми пояснениями. Расчетные формулы следует размещать по центру строки с указанием номера формулы с правой стороны. Также необходимо пояснять значение символов, входящих в формулу. Рисунки в пояснительной записке размещаются с обязательным указанием поряд-кового номера и наименования под ними. Таблицы нумеруются, указывается их название. Все буквенные обозначения, впервые употребляемые в записке, должны поясняться.

При выборе численных значений тех или иных величин делается ссылка на литературный источник с указанием страницы. При получении искомой величины необходимо указать ее размерность.

Номера схем и исходные данные к выполнению курсовой работы указываются в задании. Перед выполнением задания рекомендуется внимательно ознакомиться с пояснениями, данными в последующих разделах. В данном учебно-методическом пособии приведены необходимые указания к выполнению всех разделов работы и даны ссылки на справочную литературу, дополняющую лекционный курс.

Для удобства изучения методических рекомендаций к выполнению расчетов ниже приводится список используемых сокращений и обозначений основных переменных величин и параметров.

Размерность всех величин выражается в единицах системы СИ:

P – давление в гидросистеме, Па;

P* – давление номинальное, Па;

P н – давление, развиваемое насосом, МПа;

P ₁ – давление в нештоковой полости гидроцилиндра, МПа;

P ₂ – давление в штоковой полости гидроцилиндра, МПа;

P _гм – перепад давлений на гидромоторе, МПа;

Δ P _{зол 1} и Δ P _{зол 2} – перепады давлений на гидрораспределителе, МПа;

Δ P ₁ и Δ P ₂ – перепады давлений в трубопроводах l ₁ и l ₂, МПа;

Δ P _др – перепад давления на дросселе, МПа;

Δ P _ф – перепад давления на фильтре, МПа;

Q – расход жидкости, л/мин;

Q* – номинальный расход жидкости, л/мин;

Q _н – подача (расход жидкости) насоса, л/мин;

Q _гм – расход жидкости, поступающей в гидромотор, МПа;

Q _ц1 – расход жидкости, поступающей в нештоковую (поршневую) полость гидроцилиндра, л/мин;

Q _ц2 – расход жидкости, поступающей в штоковую полость гидроцилиндра, л/мин;

Δ Q _ц – утечки жидкости в силовом гидроцилиндре;

Δ Q _зол – утечки жидкости в гидрораспределителе;

Δ Q _пк – утечки жидкости через предохранительный клапан;

Δ Q _гм – утечки жидкости в гидромоторе, МПа;

υ_пр – скорость поршня гидроцилиндра при рабочем ходе, м/с;

υ_пх – скорость поршня гидроцилиндра при холостом ходе, м/с;

υ_рж – скорость движения рабочей жидкости по трубопроводам, м/с;

D – диаметр поршня, м;

d – диаметр штока, м;

d _т – внутренний диаметр трубопровода, м;

R – усилие на штоке гидроцилиндра, кН;

T – сила трения, приложенная к поршню, кН;

Т _м – температура рабочей жидкости в гидросистеме, ºС;

Т _о – температура окружающей среды, ºС;

F ₁ – площадь поршня со стороны нештоковой полости гидроцилиндра, м²;

F ₂ – площадь поршня со стороны штоковой полости гидроцилиндра, м²;

S – ход поршня гидроцилиндра, мм;

M _кр – момент на валу гидромотора, Н⋅м;

п – число оборотов вала гидромотора, мин^–1;

t _p, t _x – время рабочего и холостого хода поршня, с;

l ₁, l ₂, l ₃, l ₄ – длины участков трубопроводов, м;

δ – толщина стенки гидроцилиндра, м;

q – рабочий объем, см³;

z – число гидродвигателей;

ν – кинематический коэффициент вязкости рабочей жидкости, Ст;

ω – угловая скорость вращения вала гидромотора, рад/с;

λ – коэффициент гидравлического трения, безразмерный;

[σ] – допускаемые напряжения растяжения, МПа;

η₀ – объемный КПД гидродвигателя;

η_м – механический КПД гидродвигателя.

 

 

ДЛЯ МОБИЛЬНЫХ МАШИН

 

При проектировании схем гидроприводов мобильных машин необходимо учитывать возможности применения гидравлической аппаратуры и агрегатов, производимых отечественными и зарубежными заводами и предприятиями для машиностроительной отрасли, а также рекомендации по рациональному использованию возможностей объемного гидропривода.

Принципиальная гидравлическая схема мобильной машины разрабатывается на основе следующих типовых схем:

а) схемы гидроприводов поступательного движения, в которых перемещение выходного звена – штока гидроцилиндра – может осуществляться с регулированием или без регулирования скорости, при фиксации или без фиксации положения штока;

б) схемы гидроприводов поступательного движения с параллельным и последовательным включением гидроцилиндров, управление которыми осуществляется с помощью гидравлических устройств, контролирующих путь и время перемещения выходных звеньев, а также нагрузку на них;

в) схемы гидроприводов поступательного движения с синхронизацией движения нескольких гидроцилиндров на базе регуляторов и делителей потока;

г) схемы гидроприводов вращательного движения, в которых выходными элементами являются различные типы гидромоторов, соединенных параллельно, последовательно или независимо друг от друга (в отдельных контурах), подключенных от одного или нескольких насосов;

д) схемы гидроприводов с разомкнутой циркуляцией рабочей жидкости, с дроссельным или объемным регулированием скоростей выходных звеньев гидродвигателей;

е) схемы гидроприводов с замкнутой циркуляцией рабочей жидкости с объемным способом регулирования скоростей движения выходных звеньев гидродвигателей.

Принципиальная схема объемного гидропривода определяет состав элементов и связи между ними, дает детальное представление о принципах работы мобильной машины. Правила выполнения принципиальных гидравлических схем регламентирует ГОСТ 2.704–76. Элементы на схеме изображаются с помощью условных обозначений [3, 4].

Основанием для разработки принципиальной гидравлической схемы являются требования к гидроприводу машины и условия ее работы. При составлении гидравлической схемы рекомендуется применять гидроаппараты и гидромашины, изготавливаемые заводами и предприятиями для машиностроительной отрасли, так как разработка специальной гидроаппаратуры приводит к повышению стоимости гидропривода.

При расчете гидропривода мобильной машины необходимо задаваться давлением, которое обеспечивает заданное усилие или момент на выходных звеньях рабочего или ходового оборудования. Расход жидкости при этом определяется скоростью или частотой вращения исполнительного механизма и геометрическими размерами гидродвигателей.

Величина рабочего давления определяет размеры элементов объемного гидропривода. Высокое давление позволяет уменьшить размеры машины, однако требует дорогостоящих насосов, гидроаппаратов и высокой герметичности соединений. Следует также учитывать условия прочности выходных звеньев гидродвигателей на изгиб и кручение при выполнении технологических операций в различных нагрузочных режимах.

Значения рабочего давления для объемных гидроприводов мобильных машин находятся в пределах 20 - 40 МПа. Следует помнить, что величина рабочего давления (МПа) может быть выбрана только из ряда чисел номинального давления по ГОСТ 12445 - 80 (см. табл. 1.1).

 

Таблица 1.1 – Значения номинального давления в соответствии с ГОСТ 12445 - 80

Значения номинальных давлений, МПа
0,10	-	0,16	-	0,25	-	0,40	-	0,63	-
1.00	-	1,60	-	2,50	-	4,00	-	6,30	-
10,0	12,5	16,0	20,0	25,0	32,0	40,0	50,0	63,0	80,0
100	125	160	200	250	-	-	-	-	-

 

Выбор давления из указанного ряда обусловлен тем, что именно на эти давления ориентируются заводы-изготовители гидроаппаратуры при разработке конструкций насосов, гидромоторов и других элементов гидропривода.

Исходя из заданной скорости (частоты вращения) перемещения рабочего органа, номинальный расход Q (л/мин) выбирают по ГОСТ 13825 - 80 (см. табл. 1.2).

 

Таблица 1.2 – Значения номинального расхода в соответствии с ГОСТ 13825 – 80

Значения номинального расхода, л/мин
1,000	-	1,600	-	2,500	3,20	4,00	5,00	6,30
10,00	12,50	16,00	20,00	25,00	32,0	40,0	50,0	63,0
100,0	125,0	160,0	200,0	250,0	320	400	500	630
1000	1250	1600	2000	2500	-	-	-

 

При правильно выбранном расходе общие потери давления в гидросистеме не должны превышать 5 - 6 % от давления насоса. После принятия решений по всем указанным выше пунктам вычерчивают принципиальную схему гидропривода машины и составляют краткое описание его работы.

 

ВЫБОР СПОСОБА РЕГУЛИРОВАНИЯ

ОБЪЕМНОГО ГИДРОПРИВОДА

 

В зависимости от требований, связанных с эксплуатацией мобильной машины, в гидроприводе могут применяться объемное и дроссельное регулирование скоростей движения выходных звеньев гидродвигателей или сочетание этих способов.

Объемное регулирование скорости осуществляется изменением подачи насоса или гидромотора в зависимости от рабочего объема, который изменяется автоматически или с помощью управляющих устройств.

При дроссельном регулировании изменяются размеры проходных сечений дросселей или дросселирующих гидрораспределителей.

Выбор способа регулирования должен производиться с учетом оценки объемного и дроссельного регулирования по трем показателям: по нагрузочным характеристикам, коэффициенту полезного действия и стоимости элементов гидропривода.

Нагрузочная характеристика гидропривода выражает зависимость скорости движения выходного звена (штока гидроцилиндра или вала гидромотора) от нагрузки на нем:

υ = f ₁ (R) или ω = f ₂ (M _кр).

При этом значения рабочих объемов гидромашин (в случае объемного регулирования) или проходного сечения дросселя (в случае дроссельного регулирования) остаются неизменными. Нагрузочная характеристика отражает степень стабильности скорости выходного звена при изменяющейся нагрузке. По этому показателю наибольшей стабильностью по сравнению с вариантами гидросистем с дрос-сельным регулированием обладают гидроприводы с объемным регулированием.

Гидроприводы с объемным регулированием имеют существенно более высокий коэффициент полезного действия по сравнению с гидроприводами, работающими по принципу дроссельного регулирования.

Как видно, по двум важнейшим показателям - нагрузочным характеристикам и КПД - лучшие качества имеет гидропривод с объемным регулированием.

С экономической позиции гидроприводы с объемным регулированием более дорогостоящие, чем нерегулируемые, по причине большой стоимости регулируемых насосов и гидромоторов в сравнении с нерегулируемыми. Значительные капитальные затраты при проектировании гидроприводов с объемным регулированием компенсируются меньшими эксплуатационными расходами вследствие высокого коэффициента полезного действия.

По этим причинам объемное регулирование применяют в тех случаях, когда существенными являются энергетические показатели, например, в машинах большой мощности, работающих в тяжелых нагрузочных режимах, длительных по времени, обеспечивающих непрерывные технологические процессы.

Гидропривод с дроссельным регулированием применяют для маломощных систем (до 5 кВт), а также при кратковременных режимах непрерывной работы. При этом стремятся применить недорогие гидромашины, например шестеренные.

При определении места установки дросселя нужно учитывать следующее. При знакопеременной нагрузке возможно только одно местоположение дросселя - после гидродвигателя в гидросхеме (гидромотора или гидроцилиндра), поскольку при других положениях (перед гидродвигателем или в параллельной гидролинии) не обеспечивается регулирование в момент, когда направление внешней нагрузки совпадает с направлением движения выходного звена гидропривода. Другими словами, схемы с дросселем в сливной магистрали обеспечивают двухстороннюю жесткость гидродвигателя (см. рис. 1, а), создавая наибольшую устойчивость против автоко-лебаний, и в особенности при малых скоростях движения выходного звена (штока гидроцилиндра или вала гидромотора).

Из схемы (рис. 1.1, б) видно, что при резком уменьшении расхода рабочей жидкости на входе в гидроцилиндр путем дросселирования поршень будет перемещаться под действием силы инерции движущейся массы. Применение такой схемы особенно нецелесообразно в системах с гидродвигателем вращательного движения (гидромотором или поворотным гидродвигателем), который может работать в переходных режимах с высокими ускорениями выходного вала, в результате чего инерция вращающихся деталей двигателя и присоединенной к нему массы внешней нагрузки может достигать значительной величины. Рассматриваемую схему (рис. 1.1, б) нельзя применять, например, в грузоподъемных машинах по причине возможности падения груза. Падению груза в данном случае противодействуют лишь сила трения поршня о цилиндр и сопротивление сливной гидролинии.

                     а)                                   б)                                   в)

Рисунок 1.1 – Варианты включения дросселя в гидросистему

 

При установке дросселя в сливной магистрали (см. рисунок 1.1, а) дроссель оказывает сопротивление увеличению (забросу) скорости выходного звена. Однако при резком торможении гидродвигателя в участке линии между гидродвигателем и дросселем могут возникнуть недопустимо высокие давления. Для предохранения гидропривода от разрушающих скачков давлений необходимо на участке трубопровода между гидродвигателем и дросселем установить предохранительный клапан.

В некоторых случаях применяются системы с дросселем, подключенным параллельно гидродвигателю (см. рис. 1.1, в). Жидкость, подаваемая насосом в объеме Q _н, делится на два параллельных потока, один из которых Q _ц поступает в силовой цилиндр (гидродвигатель), а другой Q _др переливается через дроссель в бак, причем количественно эти потоки обратно пропорциональны сопротивлениям ветвей. Основным недостатком этой схемы является пониженная жесткость и необходимость индивидуального источника питания для каждого потребителя. Однако при этом получается более высокий КПД и меньше нагревается рабочая жидкость. К тому же нагретая жидкость сливается в бак, минуя гидродвигатель.

При установке дросселя перед гидродвигателем нагретая в процессе дросселирования жидкость поступает в гидродвигатель, ухудшая тем самым тепловой режим гидропривода. Для обеспечения плавности страгивания выходного звена приходится дополнительно включать в сливную магистраль гидроклапан для создания подпора жидкости. Поэтому из двух вариантов последовательного включения дросселя предпочтительным является расположение дросселя после гидродвигателя.

Регулируемый дроссель в сочетании с обратным клапаном применяется в том случае, когда регулирование требуется только при движении выходного звена в одном направлении.

 

И ДЕЛИТЕЛЯ ПОТОКА

 

Гидрораспределители относятся к направляющей гидроаппаратуре и применяются для изменения направления или пуска и остановки потока рабочей жидкости, тем самым осуществляют реверсивное движение выходного звена гидродвигателя, а также его пуск и остановку.

Число позиций распределителя (количество фиксированных положений золотника относительно корпуса) определяется по числу операций, обеспечиваемых управляемым гидродвигателем. Если, например, требуется обеспечить движение штока гидроцилиндра в двух направлениях (возвратно-поступательно движение), то минимальное количество позиций гидрораспределителя равно двум. С целью обеспечения остановки выходного звена гидродвигателя при отключении от него потока жидкости, создаваемого насосом, применяется трехпозиционный гидрораспределитель (с нейтральной позицией).

По типу управления гидрораспределители различают:

– с ручным (ножным) управлением;

– механическим управлением (от кулачка);

– гидравлическим управлением от вспомогательного распределителя (пилота);

– электрическим управлением от электромагнита постоянного или переменного тока;

– электрогидравлическим управлением;

– пневматическим управлением;

– пневмогидравлическим управлением.

Гидрораспределители с электрическим управлением применяются в гидроприводах, в которых требуется высокое быстродействие, поскольку время срабатывания у них не превышает 0,01 - 0,02 с. Так как тяговое усилие и ход электромагнита ограничены, такие гидрораспределители обычно имеют условный проход не более 10 мм. Для больших типоразмеров применяется электрогидравлическое управление.

Общие сведения по гидрораспределителям подробно изложены в справочной литературе [13], на основе которой производится их выбор по номинальному расходу и давлению.

Гидроклапаны относятся к регулирующей гидроаппаратуре и служат для изменения давления, расхода и направления потока рабочей жидкости путем частичного открытия рабочего проходного сечения. Предохранительные клапаны защищают систему от повышения давления сверх установленного значения путем слива некоторого объема рабочей жидкости из напорной гидролинии в гидробак (при аварийных ситуациях) в отличие от переливных клапанов, предназначенных для поддержания заданного давления путем непрерывного слива рабочей жидкости в гидробак во время работы.

Напорный гидроклапан типа Г54-3 может применяться в случае, когда требуется предохранить систему от чрезмерного давления, а также в качестве переливного. Напорный (предохранительный) клапан регулируется на максимально допустимое давление, а переливной - на рабочее давление. Гидроклапаны выбираются по номинальным значениям расхода и давления в гидросистеме [10, 13].

Делители потока предназначены для деления потока жидкости на две (или более) части с целью синхронизации движения исполнительных органов независимо от значения действующих на них нагрузок. Различают объемные и дроссельные делители потока.

Объемные делители созданы на базе существующих конструкций гидромоторов, в процессе работы создаваемый насосом поток жидкости они разделяют на равные объемы с целью последующей раздачи разделенных порций жидкости (дискретная подача) в две или несколько гидролинии к одновременно работающим в них гидродвигателям [6]. Достоинством объемных делителей потока является возможность работы при высоких давлениях и больших величинах расхода жидкости. К недостаткам объемных делителей относят значительную погрешность деления потока, высокую пульсационность создаваемых потоков жидкости, сложность конструкции, большую стоимость изготовления.

Дроссельные делители потока применяют в гидроприводах с небольшими значениями расхода рабочей жидкости. Дроссельные делители разделяют общий поток на два или несколько непрерывных потока, поступающих к синхронно работающим гидродвигателям. Непрерывные разделенные потоки (без пульсаций) обеспечивают высокий уровень синхронизации и плавную работу гидродвигателей. Точность деления потока у дроссельных гидроаппаратов выше, чем у объемных, конструкция проще и дешевле в изготовлении.

Однако, проходя через дроссели, установленные в каналах делителя, потоки перегреваются, что приводит к снижению вязкости жидкости и потере динамических свойств гидропривода. В условиях непрерывно изменяющихся (по величине и направлению) нагрузок дроссельные делители часто выходят из строя.

Выбор делителей потока производится по расходу рабочей жидкости в гидролинии, соединенной с входом в делитель, по числу разделенных потоков (одновременно работающих гидродвигателей) [10, 13].

 

ВЫБОР РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ

 

Рабочая жидкость для гидроприводов мобильных машин выбирается исходя из конкретных условий эксплуатации техники. Например, одноковшовые экскаваторы, бульдозеры, автогрейдеры, стреловые самоходные краны, погрузчики, копровое оборудование эксплуатируются в течение всего года, а шнекороторные и плужные снегоочистители, снегопогрузчики, рыхлители мерзлого грунта предназначены для эксплуатации в осенне-зимний и преимущественно зимний период. Машины в строительной отрасли, оборудование для разработки грунтов способом гидромеханизации эксплуатируются при температуре воздуха не ниже 0 ºC. Температура внешней среды оказывает наибольшее влияние на надежность и работоспособность гидропривода.

Для обеспечения работоспособности гидропривода в районах с холодным климатом жидкость должна иметь температуру застывания на 10 - 15 ºС ниже возможной рабочей температуры, вязкость при +50 ºС - не менее 10 мм²/с, при –40 ºС - не более 1500 мм²/с, а также широкий температурный предел применения по условиям эксплуатации насосов различных типов. Наиболее подходящей принято считать такую рабочую жидкость, вязкость которой мало изменяется при изменении температуры.

 

 

ПОСТУПАТЕЛЬНОГО ДВИЖЕНИЯ

 

Фрагмент гидропривода поступательного движения представлен на рис. 2.1.

Рисунок 2.1 – Схема гидропривода поступательного движения

 

Для расчета гидропривода, включающего гидроцилиндр двустороннего действия с одним штоком, заданными величинами являются:

– усилие R, приложенное к штоку гидроцилиндра;

– ход S поршня;

– длины трубопроводов l ₁, l ₂, с помощью которых соединяются элементы привода;

– время рабочего t _р и обратного (холостого) t _х хода поршня;

– рекомендуемый для использования в системе насос (регулируемый или нерегулируемый).

Решение задачи необходимо начать с определения давлений в полостях гидроцилиндра и выбора диаметров поршня и штока.

Обозначим полезные площади поршня в нештоковой и штоковой полостях гидроцилиндра соответственно через F ₁ и F ₂, а давления в этих полостях через P ₁ и P ₂:

;

,                                               (2.1)

где D и d – диаметры поршня и штока гидроцилиндра.

Уравнение равновесия поршня гидроцилиндра с одним штоком без учета сил инерции

,                                             (2.2)

где T – сила трения, приложенная к поршню.

Применительно к гидроприводу, представленному на рис. 2.1, давление P ₁ в поршневой полости

,

а давление P ₂ в штоковой полости

,

где P _н – давление, развиваемое насосом, МПа;

Δ P _{зол 1} и Δ P _{зол 2} – перепады давлений на гидрораспределителе, МПа;

P ₁ и P ₂ – перепады давлений в трубопроводах l ₁ и l ₂, МПа;

Δ P _др – перепад давления на дросселе, МПа;

Δ P _ф – перепад давления на фильтре, МПа.

Площади рабочих поверхностей поршня гидроцилиндра F ₁ и F ₂ определяются из соотношений

;

,                                                     (2.3)

где υ_пр, υ_пх – скорости поршня при рабочем и холостом ходе.

Преобразуем формулы (2.3) к виду

.

Расход жидкости, поступающий в рабочие полости гидроцилиндра, можно определить по формуле

,

где υ_п – скорость движения поршня гидроцилиндра, м/с.

Если расход жидкости, поступающей в гидроцилиндр, при рабочем и холостом ходе одинаков, то

 и ,

поэтому

.

Из этого следует, что

,

Откуда

.                                                (2.4)

Следовательно, выражение (2.1) для определения площади рабочей поверхности поршня в штоковой полости гидроцилиндра примет вид

.                                        (2.5)

Подставляя выражения (2.1) и (2.5) площадей F ₁ и F ₂ в уравнение (2.2), сможем определить диаметр поршня гидроцилиндра:

или

.                   (2.6)

Следовательно, для определения диаметра поршня гидроцилиндра D необходимо найти силу трения T и перепады давлений. Сила трения T увеличивается с ростом давления жидкости в гидроцилиндре и находится в диапазоне T = (0,02...0,01) R.

Перепады давлений возможно определить по справочным данным, приведенным в таблице 2.1.

Таблица 2.1 – Справочные данные для определения перепадов давлений в гидроаппаратуре при номинальном расходе

Гидроаппаратура	Перепад давлений, МПа
Гидрораспределитель	0,20
Дросселирующий гидрораспределитель	0,30
Обратный клапан	0,15
Гидродроссель	0,30
Регулятор потока	0,30 – 0,50
Клапан редукционный	0,50
Гидроклапан давления	0,60
Фильтр для очистки рабочей жидкости	0,10

 

Применительно к гидроприводу, представленному на рис. 2.1, перепады давлений на золотниковом гидрораспределителе, гидродросселе и фильтре выберем следующие:

; ; .

Так как перепады давлений в трубопроводах на первой стадии расчета определить сложно, предварительно примем

.

В объемном гидроприводе, схема которого представлена на рис. 2.1, установлен нерегулируемый насос. Выбор насоса производится по номинальному давлению P* и подаче Q.

В зависимости от параметров выбранного насоса, в соответствии с давлением P _н, по формуле (2.6) находим диаметр D силового гидроцилиндра и в соответствии с ГОСТ 12447 - 80 расчетное значение диаметра округляем в большую сторону до ближайшего стандартного значения.

Стандартные диаметры цилиндров в соответствии с ГОСТ 12447 - 80, мм:

5; 8; 10; 14; 16; 18; 20; 25; 28; 32; 36; 40; 45; 50; 56; 63; 70; 80; 90; 100; 110; 125; 140; 160; 180; 200; 220; 250; 280; 320; 360; 400; 500; 630; 800.

Давление в гидроцилиндре назначается ориентировочно в зависимости от величины полезного усилия R.

При величине полезного усилия на штоке гидроцилиндра R = 10 - 20 кН давление в рабочей полости гидроцилиндра составит P _н ≤ 1,6 МПа; при R = 20 - 30 кН – P _н ≤ 3,2 МПа; при R = 30 - 50 кН – P _н ≤ 6,3 МПа; при R = 50 - 100 кН – P _н ≤ 10 МПа.

Основные параметры гидроцилиндров принимаются по ОСТ 22-1417 - 79.

Для штоков, работающих на сжатие, должно соблюдаться условие соотношения хода поршня и его диаметра: S < 10 D. При S > 10 D шток следует проверить на продольный изгиб. Величину заделки штока принимают равной диаметру D гидроцилиндра, а длину образующей поршня - 0,8 D. Толщину δ стенки гидроцилиндра можно определить по формуле Ляме:

,

а при  - по формуле

.

Допускаемые напряжения на растяжение для стали принимаются [σ] = 50 - 60 МПа (1·10⁶ Н/м²), для чугуна [σ] = 15 МПа (1·10⁶ Н/ м²). Коэффициент запаса прочности k = 1,25 - 2,5.

Далее определяется расход жидкости, поступающей в нештоковую (поршневую) полость силового гидроцилиндра:

,

где υ_пр – скорость перемещения поршня гидроцилиндра, м/с.

Подача насоса с учетом утечек рабочей жидкости определяется по формуле

,                                   (2.7)

где Δ Q _ц – утечки жидкости в силовом гидроцилиндре;

Δ Q _зол – утечки в золотниковом гидрораспределителе;

Δ Q _пк – утечки через предохранительный клапан;

z – число гидроцилиндров.

Утечки через предохранительный клапан принимаем Δ Q _пк = 0,1 Q _н.

Утечки в силовом гидроцилиндре Δ Q _ц приведены в таблице 2.2, в гидрораспределителе Δ Q _зол – в таблице 2.3.

Таблица 2.2 – Основные параметры гидроцилиндров

Наименование параметров, единицы измерения	Значения внутренних диаметров гидроцилиндров D, мм
	40	50	63	70	80	90	100	110	125
Номинальный расход Q, л/мин	20	25	40	50	50	50	80	100	100
Максимальное усилие на штоке, кН	7,75	12,0	18,8	23,7	31	39,2	48,5	58,6	75,8
Ход поршня, мм	200	200	200	300	400	630	630	630	800
Утечки Δ Q ц при давлении P = 10 МПа, см^3/мин	25	32	40	45	50	56	63	70	80

Таблица 2.3 – Значения расходов утечек рабочей жидкости Δ Q _зол

в гидрораспределителях