Расчет объёмного гидропривода мобильных машин

dрсл= = =0,020м=20,78 мм;

dрнп= = =0,013м=13,14 мм;

 

 

По расчётным значениям внутреннего диаметра гидролиний производим

выбор трубопровода по ГОСТ 8734-75, при этом действительное значение

диаметра трубопровода будет больше расчётного, т.е d ≥ d сл ;d нп;d вс.

 

dвс, dсл, dнп – действительный диаметр (напорной, сливной и

всасывающей) гидролиний.

 

dвс = 27мм = 0,027 м;

dсл = 21мм = 0,021 м;

dнп = 14мм = 0,014 м.

 

Значение толщины стенки примем конструктивно равным 3 мм (0,003м)

из ГОСТ 8734-75.

Произведём определение действительных скоростей движения жидкости

в каждой из гидролиний по формуле:

 

                   (7)

 

 

где Vжд – действительное значение скорости движения жидкости, м/с;

d – действительное значение  внутреннего диаметра гидролинии, м;

Qнд – действительный расход жидкости, дм3/с.

 

Vждвс =

Vждсл =

Vжднп =

3.4. Выбор гидроаппаратуры, кондиционеров рабочей жидкости

Гидроаппаратуру (распределители, обратные клапаны, гидрозамки,

предохранительные клапаны и др.) будем выбирать по условному проходу и

номинальному давлению. Дополнительным параметром для

гидроаппаратуры является номинальный расход рабочей жидкости.

Под условным проходом dу по ГОСТ 16516-80 понимается округлённый

до ближайшего значения из установленного ряда диаметр круга, площадь

которого равна площади характерного проходного сечения канала устройства

или площади проходного сечения присоединяемого трубопровода.

Соотношение между условными проходами и действительными

внутренними диаметрами по ГОСТ 16516-80:

Всасывающая гидролиния – dувс = 32 мм = 0,032 м;

Сливная гидролиния – dусл = 25 мм = 0,025 м;

Напорная гидролиния – dунп = 16 мм = 0,016 м.

По известным нам условным проходам, номинальному давлению и

расходу рабочей жидкости выбираем гидроаппараты [2]

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Основные параметры обратного клапана 61100.

Условный проход – 16мм; Номинальный расход – 63 дм3/мин Масса, кг – 0,52.

 

Основные параметры дросселя с обратным клапаном типа 62600.

Условный проход – 16мм;

Номинальный расход – 63 дм3/мин

Давление, МПа:

номинальное – 32;

максимальное – 35.

Масса, кг – 1,1.

Основные параметры дросселя с регулятором потока ПГ55-25.

Условный проход – 32мм;

Давление, МПа:

номинальное – 20;

минимальное:

при расходе до 50 % номинального – 0,5;

при расходе свыше 50 % номинального – 0,8;

Перепад давления в регуляторе, МПа, не менее – 0,15;

Расход рабочей жидкости, дм3/мин:

номинальный - 160;

минимальный – 0,20;

Допускаемое отклонение установленного расхода при изменении давления от

минимального до номинального, не более:

дм3/мин – 0,03 при расходе до 0,3;

% - ± 5 при большем расходе;

Утечки при полностью закрытом дросселе и номинальном рабочем давлении,

дм3/мин, не более – 0,18;

Масса, кг – 12,0.

В качестве кондиционера для очистки рабочей жидкости от

загрязняющих примесей в гидроприводе применим фильтр, который

выбираем в зависимости от требований, предъявляемых к чистоте рабочей

жидкости, по следующим параметрам: условному проходу (dусл = 25 мм =

0,025 м), номинальной тонкости  фильтрации (25 мкм), номинальной

пропускной способности (52,1 дм3/мин) и номинальному давлению (16МПа).

Так как тонкость фильтрации для насоса необходима 25 мкм, а

номинальная пропускная способность 52,1 дм3/мин, то ближайший фильтр,

подходящий нашим условиям 1.1.25 – 25/16

Основные параметры и размеры фильтра 1.1.25-25/16

Присоединение резьбовое;

Номинальная пропускная способность, дм3/мин – 63;

Тонкость фильтрации, мкм – 25;

Номинальное давление, МПа – 1,6;

Фильтроэлемент:

Обозначение – 640-1-05;

Число элементов – 1;

Материал фильтрующей шторы – БФМ.

 

Характеристика предохранительного клапана прямого действия типа

520.20.10.01

Условный проход, мм – 251;

Диапазон регулирования давления, МПа – 10…32;

Расход рабочей жидкости, дм3/мин:

номинальный – 250;

максимальный – 400.

Выбор рабочей жидкости произведём на основе анализа режимов работы

и условий эксплуатации гидропривода с учётом конструктивных

особенностей установленного гидравлического оборудования, главным

образом – насоса.

Выбираем рабочую жидкость типа: АУ (ГОСТ 1642 – 75

(заменитель))

Плотность, кг/м3 – 886 – 896;

Кинематическая вязкость, мм2/с:

при +100 °С, не ниже – 3,9;

при +50 °С, не ниже – 12;

при – 15 °С, не ниже – 650;

при – 40 °С, не ниже – 20000;

при – 50 °С, не ниже – ---------.

Температура,°С:

застывание – -45;

вспышки – 163;

рабочий диапазон – -30 – +60;

Кислотное число, мг КОН на 1 г масла (без присадок) – 0,07;

Зольность, % не более – 0,005;

 

3.5. Расчёт потерь  давления в гидролиниях

Определение потерь давления при движении жидкости в гидролиниях

необходимо для более точного расчёта гидродвигателя, а также для

определения гидравлического КПД гидропривода.

Потери давления определяют отдельно для каждой гидролинии

(всасывающей, напорной, сливной) при определённой температуре рабочей

жидкости. В соответствии с принципом наложения потерь потери давления в

гидролинии определяют по формуле:

∆p = ∆pl + ∆pм , (8)

 

               где ∆p – потери давления в гидролинии, МПа;

Δpl - потери давления по длине гидролинии (путевые), МПа;

Δpм – потери давления в местных сопротивлениях, МПа.

Потери давления по длине гидролинии (путевые) определяются по

формуле:

 

                                                                                 (9)

 

 

 

 

 

где λ – коэффициент путевых потерь (коэффициент Дарси);

l - длина гидролиний, м;

p – плотность рабочей  жидкости, кг/м3.

При подстановке в формулу (9) длины гидролинии следует учитывать,

что для всасывающей гидролинии l = l вс = 1,5 м;

напорной гидролинии l = l нап + l исп = 2,0 + 4,0= 6,0 м;

сливной гидролинии l = l сл + l исп = 2,0 + 4,0 = 6,0 м.

 

Коэффициент путевых потерь зависит от режима движения жидкости,

а) для ламинарного режима λ = 75 / Re, если Re < 2320; (10)

б) для турбулентного режима λ = 0,3164 / Re0.25 если Re > 2320 (11)

Число Рейнольдса определяется по формуле

 

                                                                                                       (12)

 

где Vжд – действительная скорость движения жидкости в гидролинии, м/с;

d – внутренний диаметр  гидролинии, м;

ν – кинематический коэффициент вязкости рабочей жидкости, м2/с.

Принимаем ν = 12 мм2/с = 12·10-6 м2/с, т.к. по условию температура

рабочей жидкости 35 – 65 оС.

Определяем число Рейнольдса:

 

Reвс=

 

Reсл=

 

Reнп=

Значит, в нашем случае в трубопроводах присутствует турбулентный

режим. Определяем коэффициент Дарси

 

 

λвс =

 

λсл =

 

λнп =

 

Теперь найдём потери давления по длине гидролинии:

 

Δplвс = λвс МПа;

 

 

Δplсл = λсл МПа;

 

 

Δplнп = λнп МПа;

 

Потери по длине во всех гидролиниях определяем по формуле:

 

Δpl = Δplвс+ Δplсл+ Δplнп                                                                  (13)

 

 

Δpl = (1514,47+20225,581+134918,46)·10-6 =156658,51·10-6 МПа

 

 

Потери давления в местном сопротивлении определяются по формуле:

 

                                                                                                                                                     (14)

 

 

 

 

где Δрм – потери давления в местном сопротивлении, МПа;

ξ - коэффициент местного сопротивления;

Vжд – действительная скорость движения жидкости в гидролинии, м/с;

ρ – плотность рабочей жидкости, кг/м3.

 

 

По условию:

Местные сопротивления: а)сверленый угольник – 2 шт.;

б) присоединительный штуцер – 6 шт.;

в) разъёмная муфта – 2 шт.;

г) угольник с поворотом 900 – 3шт.;

д) колено плавное 900–4шт.

Назначаем значения коэффициентов и распределяем местные

сопротивления по всей гидролинии [3, приложение 5 стр. 50].

 

 

ξвс = 3,4;

ξсл = 3,95;

ξнп = 6,95.

 

 

 

Δpмвс = ξвс*

 

Δpмнп = ξнп*

 

Δpмсл = ξсл*

 

Находим потери во всех местных сопротивлениях по формуле:

 

Δpм= Δpмвс+Δpмсл+Δpмнп                                  (15)

 

Δpм= (2106,09+6685,7+ 59552,3)·10-6= 68344,09·10-6 МПа.

 

Общая потеря давления составляет:

 

Δp = Δpl + Δpм = (140139,6 + 68344,09)·10-6 =208483,69·10-6 МПа.

 

 

3.6. Расчёт гидроцилиндров

 

Поршневые гидроцилиндры двустороннего действия с односторонним

штоком являются самыми распространёнными гидродвигателями

поступательного движения выходного звена.

Основными параметрами гидроцилиндров являются: усилии на штоке F,

скорость штока V, диаметр поршня D, диаметр штока d, и ход штока L.

Усилие на штоке, скорость штока и ход штока заданы, а диаметры поршня и

штока рассчитываются. Расчётная схема гидроцилиндра приведена на

рисунке 2.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Для гидроцилиндра со штоковой рабочей полостью Б (шток втягивается,

см. рисунок 2) диаметр поршня определим из формулы:

 

 

 

 

 

где F – усилие на штоке, Н;

р2 – давление в штоковой полости, Па, р2 = рном – Δpн , здесь рном –

номинальное давление, Δpн – потери давления в напорной

гидролинии;

D – диаметр поршня, м;

d – диаметр штока, м;

р1 – давление в поршневой полости, Па, р1 = Δpс , здесь Δpс – потери

давления в сливной гидролинии.

Решив уравнение (16) относительно диаметра поршня при выбранном

значении φ = d/D, получим

 

 

 

 

 

 

Задавшись значением коэффициента φ = d/D = 0,45 [6, стр.15] решим

данное уравнение.

 

 

 

Так как φ = d/D = 0,45, то d = D · φ = 0,064 · 0,45 = 0,0288м

 

Кроме определения диаметров поршня и штока из условия обеспечения

заданного усилия F, необходимо произвести ещё расчёт гидроцилиндра по

обеспечению заданной скорости движения штока V.

В этом случае диаметр поршня вторично определяется из уравнения

неразрывности потока жидкости (Qнд = VSэф , здесь Sэф – эффективная

площадь поршня) по формуле для гидроцилиндра со штоковой рабочей

полостью:

               

 

 

 

где D – диаметр поршня, м;

Qнд – расход жидкости, м3/с;

V – скорость движения  штока, м/с;

φ – коэффициент, φ = d/D.

 

D=D2=

По известным значениям диаметров поршня, полученным по

уравнениям (17) и (18), находим его среднее значение

     

 

 

 

Dср = (0,064 + 0,083)/2 = 0,0735 м,

 

значит среднее значение диаметра штока равна

d = D · φ = 0,0735 · 0,45 = 0,033м

 

Основные параметры гидроцилиндров, в том числе диаметры поршня и

штока, регламентируются ГОСТ 6540 – 68 «Гидроцилиндры и

пневмоцилиндры. Ряды основных параметров» и другими нормативно-

техническими документами, по которым и выбираются ближайшие к

средним расчётным значениям диаметры поршня D и штока d. Общие

технические требования к гидроцилиндрам определяются ГОСТ 16514 – 87.

Выбираем диаметры поршня и штока по ГОСТ 6540 – 68, получаем:

 

D = 0,070 м, d = 0,032 м .

 

По выбранным стандартным значениям диаметров поршня D и штока d

определяем действительное усилие Fд, развиваемое гидроцилиндром, по

формуле (16).

 

Fд=9800308*

 

Действительную скорость движения штока определяем из уравнения

неразрывности потока жидкости по формуле:

 

Vд=Qнд/Sэф,                                              (20)

 

где Vд – действительная скорость штока, м/с;

Qнд – расход жидкости, м3/с;

Sэф – эффективная площадь поршня, м2, Sэф = π/4·(D2 – d2), здесь d и

D – стандартные значения  диаметров штока и поршня

соответственно.

 

Sэф = π/4·(0,0702 – 0,0322) = 0,003 м2;

 

Vд = 0,868⋅10−3 /0,003 = 0,289 м/с.

 

 

Произведём сравнение действительных и заданных параметров по

относительным величинам:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

δV= 1.89%

 

δF=

 

 

3.7. Тепловой расчёт  гидропривода

Тепловой расчёт гидропривода приводятся с целью определения

температуры рабочей жидкости, объёма гидробака и выяснения

необходимости применения специальных теплообменных устройств.

Основными причинами выделения тепла в гидроприводе являются:

внутреннее трение рабочей жидкости, дросселирование жидкости при

прохождении различных элементов гидропривода, трение в

гидрооборудовании и др.

Количество тепла, выделяемое в гидроприводе в единицу времени,

эквивалентно теряемой в гидроприводе мощности.

Тепловой расчёт гидропривода ведётся на основе уравнения теплового

баланса:

 

Qвыд = Qотв ,                          (23)

 

где Qвыд – количество тепла, выделяемого гидроприводом в единицу

времени (тепловой поток), Вт;

Qотв – количество тепла, отводимого в единицу времени, Вт.

Количество выделяемого тепла определяется по формуле:

 

где Qвыд – количество тепла, выделяемого гидроприводом в единицу

времени, Вт;

Nн – мощность привода насоса (потребляемая), Вт;

ηгм – гидромеханический КПД гидропривода;

kв – коэффициент продолжительности работы гидропривода;

kд – коэффициент использования номинального давления;

Рном – номинальное давление, Па;

Qнд – действительная подача насоса, м3/с;

ηн – полный КПД насоса из его технической характеристики.

Гидравлический КПД гидропривода находят по формуле: