602

н-гд-б = (рн – рн-гд-б)/рн = 1

– рн-гд-б/рн, (12)

где рн-гд-б — сумма потерь давления на пути н-гд-б.

4. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ

4.1. Цели и условия расчета

Цели расчета — определение потерь давления в гидропередачах и проверка обеспечения заданных характеристик рабочих органов-мощность, сила, вращающиймомент,скорость, перемещение. В этом же расчете, при необходимости, определить передаточные отношения передач между гидродвигателями и рабочими органами и откорректировать характеристики или заменить отдельные элементы гидропривода — насоса, механической передачи между дизелем и насосом, гидродвигателей.

Условия расчета: движения рабочих органов установившиеся, температура масла оптимальная или указана в задании.

В проверочных расчетах использовать характеристики ранее выбранных элементов гидропередач.

Потери давления на пути н-гд-б определить гидравлическим расчетом. В курсовой работе это можно выполнить для одной передачи и принять потери в других передачах по величине такими же.Затем рассчитать скорость идвижущую силу (вращающий момент) на выходном звене гидродвигателя и мощность, подводимуюкрабочемуоргану.Требуемыеперемещения, скорости идвижущие силы (вращающиемоменты) на рабочихорганах обеспечить, принеобходимости, выборомпередаточных отношений механических передач между гидродвигателями и рабочими органами.

Заданные и рассчитанные силовые и скоростные характеристикирабочихоргановнедолжны различаться болеечемна ±5 %. В приводах от гидроцилиндров нередки ситуации, когда требуемой точностидобиться неудается. Тогдаразработчик оценивает степень важности обеспечения требуемого значения каждого из параметров. Для многих технологических машин необходимо болееточно обеспечитьтребуемую движущуюсилу (вращающий момент) и допускается несколько большее отклонение скорости.

2 1

4.2. Расчет потерь давления

На расчетной схеме, пример которой показан на рис. 4, изобразить все линейные и местные сопротивления на пути н-гд-б.Длины трубопроводовпринятьориентировочно, ориентируясь на размеры любой реальной подъемно-транспортной, строительной, дорожной или путевой машины. Все местные сопротивления — соединения, тройники, крестовины, распределители, клапаны, фильтры и др. принять в соответствии с принципиальной схемой. Количество местных сопротивлений в виде поворотов (изгибов) трубопроводов принять от 5 до 10.

Путь МГ от места соединения насоса с напорным трубопроводом (точка 1 на рис. 4) до окончания сливного трубопровода (точка 35)разбитна триучастка: насос— гидродвигатель(н-гд); гидродвигатель — сливная линия (гд-сл.л); сливная линия — бак (сл.л-б). Сливная линия, если она принята общей для машины, начинается после соединения линий, идущих от всех распределителей. Сэтогоместаизменяются диаметртрубопровода и скорость МГ.

Рис. 4. Пример расчетной схемы к определению потерь давления на пути «насос — гидродвигатель — бак»:

1, 2, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 11, 12, 14, 15, 16, 17, 19, 20, 22, 23, 24, 25, 27, 28, 29,

30, 32, 33, 34 — соединения (штуцеры); 3, 26 — крестовины; 10, 13, 18, 21, 31 — тройники; 35 — выход в бак; L — повороты

2 2

Линейные и местные потери давления рассчитывают в долях от скоростного давления v2/2. Линейные потери давления, Па:

	pл		l v2
						,	(13)
			d	2

где — коэффициент потерь давления по длине; l и d — длина и внутренний диаметр трубопровода; — плотность МГ; v — средняя попоперечному сечению потока скорость МГ, вычисленная через расход МГ и диаметр трубопровода.

Формула (13) справедлива для ламинарного и турбулентного течений, но величина для каждого из них определяется поразному. Характер течения определяется по числу Рейнольдса:

Re	vd	,	(14)

где d — внутренний диаметр трубопровода, м; — кинематическая вязкость жидкости, м2/с, принимаемая по справочнику для выбранной марки МГ при расчетной температуре (оптимальной или указанной в задании) и давлении в соответствующем трубопроводе.

Переход от ламинарного к турбулентному течению в трубах круглого сечения происходит при критическом значении числа Рейнольдса Reкр = 2320.

ВязкостьМГ существеннозависитоттемпературы ивменьшей степени от давления. Во всасывающем трубопроводе давление можно принимать 0,1 МПа, в сливном — примерно 0,5 МПа, в напорном — равным номинальному.

При расчете гидроприводов величину при ламинарном течении принимают равной: =75/Re — для жестких трубопроводов; = 150/Re — для гибких трубопроводов.

При турбулентном течении величина может быть с высокой точностью определена по эмпирической формуле Блазиуса:

	0,3164	.	(15)
	Re0,25

Потери давления на местном сопротивлении определяют по эмпирической формуле Вейсбаха:

	pл		v2
				,	(16)
			2

где — коэффициент местного сопротивления.

2 3

Эмпирическая величина зависит от вида сопротивления и от того, в каком месте взята скорость v. В расчетах гидропередач скорость обычно задают за или перед сопротивлением (она одинакова в примыкающих трубопроводах). Тогда значения принимают: 20…30 — для распределителя и термостата (байпасногоклапана); 50…70—для фильтраитеплообменника; 3—для обратногоклапана; 0,1…0,2—для тройниковикрестовин;0,1 — для штуцеров; 0,2…0,8 — для поворотов (в зависимости от радиуса поворота); 1 — для выхода сливного трубопровода в бак.

Значения коэффициента для элементов одинакового назначения могут существенно, в разы, отличаться. Это зависит от особенностей конструкции элемента, расхода и вязкости масла, а для фильтра еще и от степени его засорения. Поэтому для клапанов, распределителей и фильтров потери давления следует принимать по справочным источникам с последующей корректировкой и учетом указанных выше факторов. Например, для клапанов и распределителей эту корректировку можно выполнить по зависимости: р = рп( / п)(Q/Qп)2, где р — искомая потеря давления; рп — паспортная потеря давления, приведенная в справочном источнике и полученная при номинальном расходе Qп и конкретной вязкости масла п; — действительная кинематическая вязкость масла, зависящая от его марки и температуры.

Зависимость р = рп( / п)(Q/Qп)2 можно использовать и для фильтра, но с учетом степени его засоренности. При засорении фильтра потеря давления может возрасти в 8–10 и большее число раз. Например, потеря давления в чистом фильтре была 0,03 МПа, а в результате засорения фильтрующего элемента увеличилась до 0,3 МПа. Максимальная потеря ограничена давлением настройки переливного клапана, указанного в характеристике фильтра. Своевременной заменой фильтрующего элемента не допускают открытия переливного клапана.

Потеря давления на блоке нескольких параллельно соединенных фильтров равна потеренаодном изних. Вучебныхпроектах потерю давления на фильтре можно принимать 0,2 МПа. Такое же значение — для охладителя масла.

2 4

Если впримыкающемкместномусопротивлениютрубопроводе течение жидкости ламинарное (Re 2320), то потерю давления, вычисленную по формуле (13), увеличивают в несколько раз в зависимости от числа Рейнольдса (в 1,5 раза при Re = 1000;

в2 раза приRe=400; в4 разаприRe = 200; в 8 разприRe = 100).

Столь малые числа Рейнольдса возможны при малых скоростях и отрицательных температурах МГ.

Характеристики участковирезультаты расчетовпотерьдавления необходимо занести в таблицу, форма которой приведена ниже.

Таблица 2

Потери давления на пути н-гд и гд-б

Марка МГ _________. Температура МГ _____ °С. Кинематическая вязкость ____ мм2/с

Номе-

ра или

Уча-

обо-

l,

d,

Q,

v,

рл,

рм,

р,

Потери значе-

Re

сток

м

м

м3/с

м/с

МПа

МПа

МПа

ния

эле-

ментов

Линей-

ные н-гд Мест-

ные

Линей- гд-сл. л Местные- ные

Линей- сл. л.-б Местные- ные

pн гд б … МПа

Сумма линейных и местных потерь давления при отрицательных температурах может быть столь значительной, что работа машины без предварительногопрогревания МГ становится крайне не эффективной или даже невозможной. Потери не должны превышать: летом, при оптимальной температуре МГ — 6 % от номинального давления; зимой — в конце смены 12 %, в начале смены 20 %. Если зимой потери давления в начале смены из-за

2 5

низкой температуры и большой вязкости МГ превышают 20 %, необходимо МГ предварительно прогреть.

На рис. 5 показан примерный вид эпюры давлений по пути н-гд-б. Давление на входе в гидродвигатель:

pгдвх pн pн гд,

(17)

где рн — давление на выходе насоса (его принимают равным номинальному давлению насоса; рн-гд — сумма линейных и местных потерь давления на пути «насос — гидродвигатель».

Рис. 5. Эпюра давления на пути н-гд-б

Давление на выходе гидродвигателя:

pгдвых pгд б,

(18)

где ргд-б — сумма линейных и местных потерь давления на пути «гидродвигатель — бак».

4.2. Вращающие моменты, силы и мощности на выходных звеньях гидродвигателей

С учетом потерь давления вращающий момент на валу гидромотора Тм и сила на штоке гидроцилиндра Fшт при выдвижении равны:

Тм

мгм

qм pном pн м

pм б ,

(19)

2

D

D

2

p

2

d

2

F

p

p

,

(20)

н ц

мгм

шт

4

ном

4

ц б

где цгм — гидромеханический КПД гидромотора, цгм ц

2 6

0,97…0,95; qм — рабочий объем гидромотора; D и d — диаметры поршня и штока.

Копределениюпередаточного отношения uпро передачимежду гидродвигателем и рабочим органом можно переходить, если выбранныеэлементы гидропередачиобеспечивают требуемуюна рабочем органе мощность Рро, т. е. при соблюдении условий:

Tм2 n про1 Ppo1,	(21)
Fштvшт про2 Ppo2,	(22)

где nм и vшт — частота вращения вала гидромотора и скорость штока гидроцилиндра, вычисленные через производительности соответствующих насосов и характеристики гидродвигателей.

Если условия (21) и (22) нарушены менее чем на 5 %, можно переходить к определению передаточных отношений, а полученные отклонения мощностей объяснить различиями значений КПД элементов в предварительном и проверочном расчетах. По этой же причине отклонения могут быть от 5 до 10 %. В таком случае следует изменить частоту вращения вала насоса в соответствующую сторону и на соответствующую величину и добиться точного соблюдения равенств (21) и (22).

Если условия (21) и (22) нарушены более чем на 10 %, это указывает на наличие грубой ошибки в расчетах и выборе комплектующих (например, в выборе насоса, расчете его производительности и др.). В этом случае необходимо проверить весь предварительный и проверочный расчеты, найти и исправить ошибки.

4.3. Передаточные отношения приводов рабочих органов. Корректировка приводов

Необходимые передаточные отношения uпро можно вычислить как через требуемые скорости (варианта), такичерезтребуемые

силы и вращающие моменты (вариант б):
Вариант а							Вариант б
u	про	= n /nтреб.		(23)	u	про	= Ттреб/Т		. (26)
		м	ро				ро	м	про
Тогда					Тогда
ирасч = итреб,					Трасч = Ттреб,
	ро	ро	.	(24)	и	ро	ро		(27)
Трасч = Т и						расч = п /и .
	ро	м	про про			ро	м	про

2 7

Относительное отклонение расчетного вращающего момента на рабочем органе от требуемого:

		Трасч Ттреб						nрасч nтреб
Т		ро	ро	.	(25)	n		ро	ро	.	(28)
		Ттреб						nтреб
		ро						ро

При выборе uпро предпочтительнее вариант б, так как он даетТ = 0, а получить n = 0 можно изменением передаточного отношения привода и производительности насоса и, как следствие, изменением скорости гидродвигателя.

Аналогично можно найти uпро для привода рабочего органа поступательного действия (если раньше не было принято непосредственное соединение штокас рабочиморганом). Выборомuпро и корректировкой привода насоса необходимо получить требуемые Fро, vро, Хро. Точное получение всех этих величин может оказаться невозможным. Наиболее важным считают получение требуемых значений Fро и Хро.

Проверочный расчет завершают составлением таблицы сравнениязаданныхиполученныххарактеристикприводов(табл. 3).

						Таблица 3
	Заданные и полученные характеристики приводов
Рабочий	Тро; Fро; Еро		Относитель-	ро; vро		Относитель-
орган	Задано	Получено	ное отклоне-	Задано	Получено	ное отклоне-
			ние			ние
РО1
РО2
РО3

Проверить правильность выбора цилиндра для рабочего органа поворотного действия, если не выполнять синтез механизма, можно только по работе Еро, необходимой для поворота рабочего органа на требуемый угол. Следует проверить также продолжительность выполнения операции (Хшт/vшт tро).

2 8

5. СИНТЕЗ МЕХАНИЗМА ПОВОРОТА РАБОЧЕГО ОРГАНА И ПРОВЕРКА ПРАВИЛЬНОСТИ ВЫБОРА ГИДРОЦИЛИНДРА

Рабочий орган с приводом от гидроцилиндра поворачивается, как правило, на угол роп 130°. Возможно увеличение угла до 160°, но для этого между штоком и РО устанавливают неравноплечий рычаг, соединенный большим своим плечом через тягу (стержень) с РО.

Сложности проектирования привода поворотного РО с использованием гидроцилиндра объясняются переменным передаточным отношением такого механизма.

Рис. 6. Кинематическая схема механизма (а) и примерный график реализуемой зависимости ТРО = f( РО) (б)

На рис. 6 обозначено: Н — начальное положение рабочего органа РО (ведомого звена); П — конечное положение; М — положение, в котором на РО создается максимальный вращающий момент.

При постоянной силе на штоке Fшт момент на РО достигает максимума Тром, когда РО повернется на угол ром и плечо силы Fшт станетмаксимальным.Припостоянномзначениискоростиштока скоростьРО переменна— вначалеи концеповорота онабольше, а в месте максимального момента минимальна.

Гидроцилиндр предварительно выбран по необходимой работе Еро.Приэтомбылинеизвестны размеры механизма:а—длина стойки; r — длина кривошипа; — угол начального наклона кривошипа к стойке. Для проверки обеспечения требуемого момента на РО при любом его положении необходимо определить параметры a, r, . Затем изобразить механизм, например, в шести положениях и вычислить вращающие моменты на РО в этих положениях при номинальном давлении и давлении

2 9

(0,85–0,9)рmax и найденных потерях давления на пути от насоса до цилиндра и от цилиндра до бака. Задача решается методом последовательных приближений:

а) определяют диаметр и ход поршня цилиндра, способного выполнить требуемую работу Еро на поворот РО;

б) по размерам цилиндра, углам роп и ром выполняют синтез механизма (определение длины стойки а и коромысла r, начального угла наклона a к стойке);

в) вычисляют и строят реализуемые этим механизмом нагрузочные характеристики Тро = f( ро) при номинальном давлении и давлении (0,85–0,9)рmax;

г) если на большей части пути момент сопротивления на РО преодолевается приноминальномилишьвотдельныхместахпри повышенном давлении, выбор цилиндра завершен. Если эти условия не соблюдаются, принимают цилиндр с большими значениями диаметра D и хода поршня Хп, повторяют процедуру проверки по пунктам б, в, г.

Рассмотрим синтез механизма для случая а > r (см. рис. 6). Цилиндр предварительно выбран, известно расстояние S между осями его проушин при втянутом штоке. Для каждого из трех характерных положений Н, М, П запишем соотношения между

сторонами в соответствующих треугольниках:
S2 = а2 + r2 – 2аrcos ,		(29)
r = аcos( + м),		(30)
(S + X )2 = а2 + r2	ро	(31)
	– 2аrcos( + п).
п	ро

В системе уравнений (29)–(31) три неизвестные величины: а, r, . Для их определения подставить (30) в (29) и (31), затем разделить (29) на (31). Получим трансцендентное уравнение с одним неизвестным , которое можно вычислить методом последовательных приближений. Зная , подставим (30) в (29), получим уравнение с одним неизвестным а. Затем из (31) вычислим r.

Послеэтогомасштабнымипостроенияминеобходимоубедиться, что выбранный цилиндр с размерами S и Хп перемещает РО в характерные положения Н, М и П. Это — проверка геометрических возможностей механизма. Затем проверяется возможность обеспечения необходимых вращающих моментов на РО в трех характерных и иных положениях. Для этого на требуемую

3 0