Расчет гидропривода автогрейдера

 

      Потери  давления делятся на два вида: потери давления по длине, возникающие преимущественно  на прямолинейных участках гидролиний и обусловленные действием сил  гидравлического трения, и потери на местных сопротивлениях, причиной которых является деформация потока жидкости при прохождении через аппараты, устройства и соединительную арматуру. Потери давления зависят, при прочих равных условиях, от режимов движения жидкости, а также от размеров и шероховатости внутренних поверхностей трубопроводов. Наибольшее влияние на величину потерь давления оказывает скорость течения жидкости.

      Максимальную  скорость течения жидкости в гидролиниях  ограничивают величиной 10-15 м/с. Превышение указанных пределов приводит к существенному увеличению потерь давления и может вызвать образование местных зон пониженного давления (кавитацию). Необоснованное занижение скорости течения жидкости приводит к увеличению диаметров трубопроводов и, следовательно, к увеличению массы и габаритов всего привода.

      Принимаем рекомендуемые значения скорости масла:

• для всасывающих гидролиний, по которым масло движется к насосу

    υ_вс=1 м/с; 

      

• для нагнетательных (напорных) гидролиний, соединяющих насос с гидродвигателем в зависимости от рабочего давления (т.к. Р≤5 МПа)

υ_н=3 м/с; 

      

• для сливных  гидролиний, по которым отработанная жидкость возвращается в бак                             

      υ_сл = 1,5 м/с. 

      Определяем  ориентировочный  максимальный расход масла Q 

      

 

      Определяем  значение внутренних диаметров трубопровода d на всех участках гидросистемы:

      Примечание: полученные значения диаметров округляем до ближайшего  большего  из нормального ряда табл.2 [1].

      

      Определяем  действительные максимальные скорости течения масла на различных участках системы:

      

7.2.3 Определение  режима движения жидкости

 

      Режим течения на отдельных участках гидросистемы определяется безразмерным числом Рейнольдса Re. Для трубопроводов (каналов) круглого сечения

      

      где υ_м - скорость течения масла на рассматриваемом участке гидросистемы при обеспечении рабочей подачи выходного звена привода, d - номинальный внутренний диаметр трубопровода рассматриваемого участка гидросистемы; ν - кинематическая вязкость жидкости.  
 
 

      

 
 
 
 

    Различают два режима течения жидкости: ламинарный, при котором частицы жидкости движутся параллельно стенкам трубопровода, и турбулентный, когда движение частиц приобретает беспорядочный характер. Переход от ламинарного режима к турбулентному происходит при определенных условиях, характеризуемых критическим числом Рейнольдса Re_кр: поток ламинарный, если Re < Re_кр, поток турбулентной, если Re > Re_кр. Для круглых гладких труб Re_кр = 2100-2300, для гибких рукавов (шлангов) Re_кр = 1600.

    Предпочтительным  является ламинарный режим течения  жидкости, при котором потери давления минимальны. Следует избегать режимов  близких к  Re_кр, так как при длительной работе оборудования может возникнуть пульсация давления, нарушение стабильности расходов на отдельных участках системы, повышенный нагрев жидкости и другие нежелательные явления. 

    На  всех трех участках гидросистемы  режим  течения жидкости является ламинарным, т.к. Re < Re_кр.

      

      Потери  давления по длине в трубах круглого сечения, как при ламинарном, так  и при турбулентном режимах течения  масла определяют по общей формуле      

      

      где λ - коэффициент гидравлического трения; l и d - длина и диаметр трубопровода рассматриваемого участка гидросистемы; υ_м - скорость течения масла на рассматриваемом участке гидросистем при ее работе в режиме рабочей подачи; ρ - плотность масла.

                Для ламинарного режима движения  жидкости коэффициент гидравлического трения λ определяется по следующей зависимости

      (к  = 75 – для жестких трубопроводов):

      

      Длины участков трубопроводов определяются в каждом конкретном случае исходя из габаритов проектируемого технологического оборудования, места расположения насосной станции и рабочих органов машины, способов монтажа гидрооборудования и других условий. Для технологического оборудования малых и средних типоразмеров можно принять длины участков в следующих пределах:

      

 
 
 

      

 

7.2.5 Определение  потерь на местных сопротивлениях 

      Криволинейные участки трубопроводов, угловые, Т-образные, концевые соединения, гидроаппаратура  создают местные сопротивления течению жидкости.

      Потери  давления в различных местных сопротивлениях на участке гидросистемы определяют по формуле 

      

      где υ_м  - скорость масла в местных сопротивлениях рассматриваемого участка системы; ξ – коэффициент сопротивления (значения ξ см. табл. 3 [1]).

      Виды и количество местных сопротивлений определяются по принципиальной гидравлической схеме привода, при этом учитываются влияние только тех сопротивлений, через которые поток жидкости проходит при обеспечении рабочей подачи подвижного органа машины. 

      Величины потерь давления ΔР для нормализованной гидроаппаратуры выбираются по табл.5 [1]. 

      

 
 
 
 
 

      

      Суммарные потери давления при движении жидкости по участку гидросистемы складываются из потерь давления по длине гидролинии и потерь на местных сопротивлениях 

        
 
 
 
 

      7.2.6 Определение максимального давления  жидкости на выходе из насоса 

      Давление  в напорной полости гидроцилиндра, необходимое для преодоления  заданной полезной нагрузки R, без учета сил инерции, определяется из уравнения равновесия сил на поршне:

      

,

      где  T – суммарная сила трения, действующая при движении рабочего органа машины, которую при расчете можно ориентировочно принимать T=0,1R; p₂ – давление масла в сливной полости цилиндра, которое, если специально не предусматривается создание противодавления, определяется суммарными потерями давления в сливной гидролинии; F₁, F₂ – рабочие площади поршня гидроцилиндра, соответсвенно в напорной и сливной плоскостях. 

        
 
 
 

      Максимальное  давление жидкости на выходе из насоса должно обеспечить необходимое для преодоления максимальной нагрузки на рабочем органе станка P₁ в напорной полости гидродвигателя и скомпенсировать суммарные потери давления ΣΔР в напорной полости. 

      

      где

        

      Максимальное  давление в гидросистеме ограничивается соответствующей настройкой предохранительного клапана, который устанавливается между напорной и сливной линиями сразу за насосом. Давление настройки предохранительного клапана обычно превышает расчетное максимальное давление Р_н масла на выходе из насоса на 10-20%, что обеспечивает необходимый запас мощности привода 

        

      При этом меньший запас устанавливается  для приводов среднего и высокого давления (5 МПа ≤ Р_н ≤10 МПа), и больший – для приводов

низкого давления (Р_н ≤2,5 МПа). 
 

7.2.7 Определение  минимально необходимой производительности  насоса 

      В системах с дроссельным способом регулирования  скорости двигателей производительность насоса, а следовательно, и мощность, потребляемая им, постоянны. Характерным для этого способа является превышение производительности насоса над максимально необходимым расходом масла через гидродвигатель. При таком условии избыточная часть жидкости отводится от насоса через предохранительный клапан в бак.

      При работе насоса, с ростом давления Р_н, его производительность Q_н убывает в связи с увеличением внутренних утечек через зазоры в спряжениях  трущихся пар насоса.

      Расход  жидкости, создаваемый насосом в  напорной гидролинии системы, на своем  пути к гидродвигателю уменьшается вследствие утечек в аппаратах, имеющих напорные и сливные полости, а также дренажные гидролинии ( гидрораспределители, редукционные клапаны и т.п.).

      При прочих равных условиях утечки зависят  от величины зазора, соединяющего полости  с разным давлением внутри устройства, от перепада давления и от вязкости рабочей жидкости. Они снижают скорость выходного звена привода, вызывают интенсивный разогрев жидкости и снижают экономичность привода.

      Кроме внутренних утечек в насосе и в  аппаратах, установленных в напорной гидролинии или подключенных к ней, имеют место потери расхода в

двигателях. Внутренние утечки в двигателе имеют направление, совпадающее с направлением рабочего потока жидкости, но, проходя через  зазоры из напорной полости двигателя в сливную, эта жидкость не совершает полезной работы.

        Таким образом, необходимая минимальная  производительность насоса определится  по формуле

        
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

      Выбираем  конкретную модель насоса Г12-33М (Q_н=35,7 л/мин; Р_н=6,3МПа) по справочной литературе [3].

7.2.8 Выбор приводного электродвигателя насосной станции

 

      В промышленных гидросистемах в качестве приводных двигателей для насосов  обычно используют трехфазные асинхронные  электродвигатели серии 4А.

      Электродвигатель  для продолжительного режима работы следует выбирать по номинальному режиму, определяемому подачей Q_Н насоса при максимальном давлении Р_Н нагнетания насоса, что соответствует элементу "Рабочая подача" цикла.

      Необходимую мощность электродвигателя определяем по формуле

      

 
 
 

      

 

      По  вычисленному значению N_Э выбираем ближайший больший по мощности стандартный электродвигатель 4АМ132М6УЗ (N_Э=7,5 кВт; n=1000 об/мин) [4]. При этом номинальная частота вращения вала электродвигателя должна соответствовать номинальной рекомендованной частоте вращения ротора выбранного насоса.

7.2.9 Тепловой расчет гидросистемы

 

      В процессе  работы станка часть мощности приводного электродвигателя в конечном итоге затрачивается на перемещение  рабочих органов и преодоление  полезной нагрузки, а остальная мощность расходуется на преодоление различного рода сопротивлений в гидроприводе и механизмах машины, и превращается в теплоту, поглощаемою преимущественно маслом, что вызывает его нагрев и нежелательное уменьшение вязкости.

      Потери мощности в гидроприводе, являющиеся причиной разогрева масла, определяются по формуле