МЕТОДИКА РАСЧЕТА ГИДРОПРИВОДА С ДРОССЕЛЬНЫМ РЕГУЛИРОВАНИЕМ. ВЫБОР ГИДРАВЛИЧЕСКОГО ОБОРУДОВАНИЯ

3.1. По заданной величине развиваемого на штоки гидроцилиндра усилия, с учетом его характера по приложению А, выбираем гидроцилиндр нужного типоразмера.

3.2. Определяем эффективную площадь поршня (так как для создания толкающего усилия на штоке гидроцилиндра рабочая жидкость подается под давлением в поршневую полость гидроцилиндра):

; (3.1)

где D – диаметр поршня, мм.

Для создания тянущего усилия рабочая жидкость под давлением подается в штоковую полость, поэтому эффективная площадь поршня:

; (3.2)

где D и d – соответственно диаметры поршня и штока.

Для гидроцилиндра с двусторонним штоком эффективная площадь поршня не зависит от направления усилия и определяется по формуле 3.2.

Все расчеты выполняют в системе СИ.

3.3 Давление на выходе из насоса, необходимое для создания максимального усилия (см. табл. 1.1), МПа :

, (3.3)

Вычисленное значение F_н перевести в МПа.

3.4. Подача насоса

, (3.4)

где V – заданная скорость движения штока (см. табл. 1.1).

Полученное значение Q'_н следует перевести в л/мин.

3.5. Ориентировочное давление необходимо увеличить на 20%, а подачу на 15%:

, (3.5)

что необходимо для компенсации потерь давления в трубопроводах и аппаратах и утечек в последних.

3.6. По уточненным значениям параметров Р"_н и Q"_н выбираем типоразмер насоса (приложение Б) с учетом выполнения следующего условия:

где Q_н - номинальная подача выбранного насоса;

Р_н – номинальное давление насоса.

3.7 По значениям Q"_н выбираем гидравлическую аппаратуру гидропривода;

- золотниковый гидрораспределитель (приложение В);

- предохранительный (переливной) клапан (приложение Г);

- регулятор потока (приложение Д).

При толкающем усилии, развиваемом на штоке гидроцилиндра, регулятор потока рекомендуется устанавливать в сливной гидролинии, используя для этой цели РП типа МПГ-55-2. При тянущем усилии РП рекомендуется устанавливать в напорной гидролинии, используя РП типа МПГ-55-1.

3.8. Гидроаккумулятор, манометр не выбираются, эти элементы показывают на принципиальной схеме гидропривода.

Нагрев рабочей жидкости в гидроприводах происходит вследствие дросселирования ее в различных элементах гидросистемы. Особенно значительным является нагрев при отсутствии разгрузки насоса, наличии больших сопротивлений на сливной гидролинии, при низком КПД насоса или гидродвигателя, а также при дроссельном управлении скоростью движения. При нагревании рабочей жидкости свыше 80 °С ее вязкость и смазочные качества значительно снижаются и, как следствие, объемный КПД гидропривода падает, а вэлементах, имеющих взаимное перемещение, может наступить полужидкостное трение, и они быстро выйдут из строя.

Температуру жидкости можно снизить при помощи охладителей, но установка их в гидроприводе усложняет эксплуатацию. Поэтому при проектировании стремятся создать такую гидросхему, при которой можно не применять искусственное охлаждение. Для естественного охлаждения рабочей жидкости сливнуюгидролиниюзаканчивают в верхней части гидробака, а всасывающую начинают в нижней его части.

При расчете количества отведенной в окружающую среду теплоты площадь наружной поверхности элементов гидроприводаоценивают исходя из интенсивности циркуляции в них жидкости. Кчислу элементов с интенсивной циркуляциейжидкости относятглавным образом гидробак ив меньшей степени распределители, гидролинии и другие, в которых жидкостьдвижется со скоростьюне менее 1,5 м/с. Те же элементы при скорости движенияв нихжидкости меньше 1,5 м/с, а также некоторые гидроцилиндры относят к элементамс умеренной циркуляцией жидкости.

При работе гидропривода с разомкнутым потоком количество выделяемой теплоты:

(3.6)

где А – коэффициент, зависящий от системы единиц, входящих в формулу величин;

р –давление жидкости;

Q_н – подача насоса;

t– время работы гидропривода;

η – общий КПД гидропривода.

Объем гидробака, необходимый для поддержания в нем заданной температуры рабочей жидкости, определяют исходя из уравнения теплового баланса:

(3.7)

где с₁и m₁– удельная теплоемкость и масса жидкости;

с₂и m₂ – удельная теплоемкость и масса металла;

ΔT – приращение температуры за время t нагрева;

k – средний коэффициент теплопередачи в окружающую среду;

F – расчетная площадь поверхности гидроустройств гидросистемы;

Т₁– температура жидкости к началу отсчета времени;

Т_В– температура окружающей среды,

Расчетную площадь поверхности гидробака определяют следующим образом: всю смачиваемую поверхность гидробака принимают скоэффициентом, равным единице, а остальную поверхность гидробака, не соприкасающуюся с рабочей жидкостью, – скоэффициентом 0,5 Расчетная площадь поверхности гидробака связана с его объемом V зависимостью:

(3.8)

Коэффициент теплопередачи [Вт/(м·К)] от гидробака к воздуху:

где α₁– коэффициент теплообменамежду рабочей жидкостью и стенкой гидробака;

δ – толщина стенки гидробака, м;

λ – коэффициент теплопроводности стенки гидробака [для чугуна истали λ = 4,4 ... 5,5 Вт/(м·К)];

α₂ – коэффициент теплообмена между стенкойгидробака иокружающей средой.

Коэффициенты α₁и α₂ зависят от вида рабочей жидкости, характера и скорости движения ее в гидробаке, а также от температуры рабочей жидкости, стенок гидробака и окружающего гидробак воздуха. Коэффициент λ изменяется в зависимости оттемпературы стенок гидробака.

Для практических расчетов гидросистем, работающих на открытом воздухе, с достаточной степенью точности принимают следующие значения коэффициентов:

- k=20 Вт/(м²·ч·К) – при естественной циркуляции воздуха;

- с₂ = 0,013 Вт/(кг·К) – для сварных стальных гидробаков;

- с₁= 0,050 Вт/(кг·К) – средний для всех сортов рабочих жидкостей.

При непрерывной работе гидропривода в течение времени t (ч) температура рабочей жидкости в гидробаке:

(3.9)

где T₀ – температура окружающего воздуха.

Требуемый объем рабочей жидкости в гидробаке можно определить также по формуле:

(3.10)

Эти формулы наиболее просты и достаточно точны для практических расчетов площади поверхности гидробака или объема рабочей жидкости в нем.

ΔT – максимально допустимая температура нагревания масла, ΔT = 35°С (принимая среднюю температуру окружающего воздуха в цехах 20-25°С с учетом максимально допустимой температуры масла в гидробаке в пределах 55 - 60°С); величина Q изменяется в пределах от 2000 до 8500 кДж и задается преподавателем отдельно для каждого варианта.

3.9 Фильтр (приложение Ж) выбираем с учетом места его установки в схеме гидропривода – пропускной способности, которая должна соответствовать Q"_н, давления Р''_н, обеспечиваемой тонкости фильтрации (определяется требованиями выбранного гидравлического оборудования – насоса, гидроцилиндра и т. д.)

При проектировании гидроприводов важной задачей является обеспечение принудительной отчистки масла от механических загрязнений. Очистка называется фильтрованием, а гидроустройства, в которых происходит отделение масла от механических загрязнений называют фильтрами. Реально рабочие зазоры между подвижными деталями гидроустройств составляют 5...50 мкм. В эти зазоры проникает масло, которое с одной стороны смазывает поверхности контакта деталей, с другой стороны, несет в себе механические загрязнения в виде твердых частиц, которые забиваются в рабочие зазоры. Они разрывают при работе тонкий слой масляной пленки на поверхности деталей, увеличивая их износ.

В зависимости от места установки в разработанной схеме гидропривода различают приемные фильтры (всасывающая линия), напорные и сливные, через которые пропускают потоки масла под давлением.

Для отчистки масла при заправки в верхней части гидробака устанавливают заливной фильтр (сапун), который очищает воздух. Для нормальной работы станочных гидроприводов должна быть обеспечена номинальная точность фильтрации – 25 мкм, при применении дросселирующих распределителей, электрогидравлических усилителей мощности не более 5…20 мкм.

По степени очистки фильтры делятся на:

- грубой очистки с d 0,1 мкм;

- нормальной очистки с d 0,01 мкм;

- тонкой очистки с d 0,005 мкм.

Для очистки рабочих жидкостей гидропривода используют также магнитные, центробежные и электростатические сепараторы.

3.10. Рабочая жидкость выбирается в соответствии с рекомендациями, содержащимися в технических данных и инструкциях по эксплуатации основного гидравлического оборудования.

Для гидроприводов станков, работающих при пониженных температурах, а также для точных гидравлических следящих систем с повышенным требованием к отсутствию облитерации узких щелей в золотниках и дросселях применяются минеральные масла: индустриальное гидравлическое масло, турбинное с присадками и т.д.

Рабочая жидкость должна удовлетворять двум условиям:

- температура застывания должна быть на 15-20°С ниже наименьшей температуры окружающей среды;

- при давлении до 7 МПа рекомендуется применять минеральные масла, имеющие v₅₀=(20 ... 40)·20^-6м²/с при t=50°C.

Тип масла задается преподавателем индивидуально.

3.11. Расчет трубопроводов сводится к определению потерь напора (давления) в них. Подготовке и определению потерь предшествует:

- ориентировочный выбор скорости V_тр движения рабочей жидкости в трубопроводах в соответствии с рекомендациями, приведенными в приложении К;

- определение диаметра трубопровода:

; (3.9)

- выбор стандартного диаметра трубопровода (его условного прохода D_y) - приложение Л;

- расчет действительной скорости рабочей жидкости в трубопроводе стандартного диаметра:

; (3.10)

- определение числа Рейнольдса:

; (3.11)

где ν - коэффициент кинематической вязкости рабочей жидкости. Температуру рабочей жидкости принимаем 50°С.

Число Рейнольдса для течений в гидравлически гладких круглых трубах гидроприводов должно удовлетворять условию Re Re_кр = 2320, что соответствует ламинарному режиму течения жидкости, при котором коэффициент гидравлического трения в трубопроводах гидропривода:

; (3.12)

при условии:

2320<Re<10⁴;

; (3.13)

Потери давления Δр в трубопроводах:

; (3.14)

где γ₅₀ – удельный вес рабочей жидкости при t=50°C;

L – приведенная длина трубопровода (см. табл. 1.);

D_y - условный проход;

V_тр – скорость жидкости;

g – ускорение силы тяжести.

Удельный вес рабочей жидкости

. (3.15)

Плотность жидкости при t = 50°C:

; (3.16)

где ρ₂₀ – плотность рабочей жидкости при t-20°C (см. прил. И);

α – коэффициент температурного расширения жидкости, (для минеральных масел в среднем α=7,0·10^-4 1/°С);

Δt=30°С(Δt=50°-30°).

3.12 Потери давления в гидроаппаратах (в гидрораспределителе ΔР_р; в регуляторе потока – ΔР_рп в фильтрах – ΔР_ф ) вычисляем отдельно для каждого из них по формуле:

(3.17)

где ΔP_ап – номинальный перепад (потери) давления при номинальном расходе рабочей жидкости для данного аппарата;

Q_н.ап – номинальный расход жидкости данного аппарата;

ΔP_н.ап, Q_н.ап – определяем по техническим характеристикам соответствующей аппаратуры (см. прил. В, Д, Ж ).

Суммарные потери давления в гидроаппаратах:

. (3.18)

3.13 Потери давления в трубопроводах и гидроаппаратах:

. (3.19)

3.14 Сила трения G_тр в уплотнения поршня и штока гидроцилиндра:

; (3.20)

где К_тр – коэффициент трения материалов уплотнения поршня и штока по стали (для чугунных колец принимается К_тр = 0,07; для уплотнения из резины К_тр принимается по графику приложения М;

В_п, В_шт – ширина уплотнительного кольца или манжеты соответственно поршня и штока (см. прил. Н, П, Р);

Z_п, Z_шт - количество уплотнительных элементов на поршне и штоке соответственно (см прил. А).

3.15. Действительное давление на выходе из насоса:

; (3.21)

Вычисленная величина р_д должна удовлетворять условию:

; (3.22)

где р_н – номинальное давление на выходе из насоса. При невыполнении условия (3.22) необходимо выбрать другой насос, в случае изменения Q_н повторить расчёт, начиная с п. 3.7.

3.16 Мощность, потребляемая гидроприводом:

; (3.23)

где η – коэффициент полезного действия насоса (см. прил. Б).