ОБЩАЯ ЧАСТЬ

1. ОБЩАЯ ЧАСТЬ

1.1. Выбор функциональной схемы гидропривода

Функциональную схему гидропривода выбираем в соответствии с условиями заданиями:

-             гидропривод состоит из насоса, двух последовательно подключенных к нему гидромоторов и гидромагистрали диной 10 метров;

-             скорость вращения гидромоторов должна плавно регулироваться в пределах 20¸60 об/мин.;

-             совместный максимальный крутящий момент на валах гидромоторов М=10 кН´м;

-             необходимо обеспечить фиксацию вала гидромотора в момент остановки;

-             предусмотреть реверсирование гидромоторов и разгрузку насосов.

В соответствии с данными требованиями выбираем схему, показанную на рис. 1.1.

Для предотвращения обратного движения жидкости при отключенном насосе или для пропуска ее только в одном направлении предусмотрим обратный клапан, для разгрузки насосов – предохранительный клапан, для обеспечения фиксации вала гидромотора – гидрозамок, для фильтрации, поступающей в насос жидкости, – фильтр дисковый жидкой смазки, для распределения потока жидкости – золотник реверсивный с электро-гидравлическим управлением.

Открытая циркуляция позволяет лучше очищать и охлаждать рабочую жидкость за счет ее отстоя в баке.

Вычислим выходную мощность на валах гидромоторов:

N_Г=M´p´n/30 (1.1)

где М – крутящий момент, кН´м;

n – частота вращения вала, об/мин

N_Г=10´3,14´20/30=20,93 кВт.

Так как выходная мощность на гидромоторе превышает 3 кВт, то необходимо применить объемный метод регулирования.

1.2. Выбор рабочей жидкости

В качестве рабочей жидкости выберем масло индустриальное марки И-20А (ГОСТ 20799-75), оно имеет следующие характеристики: вязкость при 50°С (17¸23)10^-6 м²/с, температура застывания -20°С, температура вспышки 170°С, пределы рабочих температур 0¸90°С, плотность r=881¸901 кг/м³.

2. РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ

2.1. Выбор гидродвигателя

По крутящему моменту М и числу оборотов n выбираем серийный гидромотор ВГД-630. Он имеет следующие параметры: номинальный крутящий момент 7,1 кН´м, номинальное давление 10 МПа, число оборотов в минуту 3¸70, рабочий объем 4,8 дм³/об, объемный коэффициент полезного действия (КПД) - h_о=0,97, гидравлический КПД - h_г=0,97, механический КПД - h_м=0,97.

h=h_о´h_г´h_м (2.1)

где h- общий КПД

h=0,97´0,97´0,97=0,91

Определим перепад давления:

P_д=(2p´M´h_о)/(q_д´h)  (2.2)

где q_д – рабочий объем гидромотора, м³/об

P_д=(2´3,14´5000´0,97)/(4,8´10^-3´0,91)=6,97 МПа.

2.2. Определение расхода жидкости

Расход рабочей жидкости гидромотора находится согласно выражениям:

Q_{M max}=(q_д´n_max)/h_о,  (2.3)

Q_{M min}=(q_д´n_min)/h_о,  (2.4)

где Q_{M max} и Q_{M max} – соответственно максимальный и минимальный расход жидкости, м³/с;

n_max и n_min – соответственно максимальная и минимальная частота вращения вала гидромотора, об/с

Q_{M max}=(4,8´10^-3´1)/0,99=4,8´10^-3 м³/с,

Q_{M min}=(4,8´10^-3´1)/3´0,99=1,6´10^-3 м³/с.

2.3. Выбор гидравлической аппаратуры

Исходя из задачи выбираем:

-    золотник реверсивный с электро-гидравлическим управлением Г63-17А (номинальный расход 6,66 дм³/с, номинальное давление 20 МПа, давление управления 0,8¸2 МПа, потеря давления при номинальном расходе не более 0,3 МПа);

-    клапан предохранительный с переливным золотником БГ52-17А (номинальный расход масла 6,6 дм³/с, наименьший рекомендуемый расход 0,66 дм³/с, перепад давления на клапане при изменении расхода от наибольшего рекомендуемого на всем диапазоне давлений не более 0,5 МПа);

-    обратный клапан ПГ51-27 (номинальный расход масла 9,33 дм³/с, номинальное давление 0,3¸20 МПа, потеря давления при номинальном расходе не более 0,2 МПа);

-    фильтр дисковый жидкой смазки ФДЖ-80 (наименьший размер задерживаемых частиц 0,18 мм, пропускная способность 3,4¸6,3 дм³/с, наибольший перепад давления 0,05¸1 МПа, наибольшее рабочее давление 0,4 МПа, фильтрующая поверхность патрона 330 см², вес 168 кг).

2.4. Расчет гидравлической сети

Диаметры трубопроводов определяются из условия обеспечения допустимых эксплуатационных скоростей V_экс:

всасывающие трубопроводы:	0,5¸1,5 м/с;
сливные трубопроводы:	2 м/с;
нагнетательные трубопроводы:	5 м/с.

Исходя из этих величин, определяются внутренние диаметры трубопроводов по формуле:

d=(4Q_max/pV_экс)^1/2 (2.5)

d_всас=(4´4,8´10^-3/3,14´1,5)^1/2=0,06 м;

d_слив=(4´4,8´10^-3/3,14´2)^1/2=0,055 м;

d_нагн=(4´4,8´10^-3/3,14´5)^1/2=0,034 м.

Округляем полученные значения до стандартных: d_всас=56 мм, d_слив=56 мм, d_нагн=34 мм.

Определяем скорость движения жидкости:

V=4Q_max/p´d² (2.6)

V_всас=4´4,8´10^-3/(3,14´0,056²)=1,9 м/с,

V_слив=4´4,8´10^-3/(3,14´0,056²)=1,9 м/с,

V_нагн=4´4,8´10^-3/(3,14´0,034²)=5,3 м/с.

Потери давления по длине трубопроводов составляют:

DP_l=r´g´l´l´V²´10^-6/(d´2g), МПа,  (2.7)

где g – ускорение силы тяжести;

l - коэффициент Дарси;

l – длина соответствующей трубы, м (l_всас=2 м, l_слив=4 м, l_нагн=4 м);

d – диаметр соответствующей трубы.

Коэффициент Дарси зависит от режима движения жидкости, который в свою очередь характеризуется числом Рейнольдса Re:

Re=(V´d)/n, (2.8)

где n - кинематическая вязкость жидкости, м²/с

Re_всас=1,9´0,056/2´10^-5=5320;

Re_слив=1,9´0,056/2´10^-5=5320;

Re_нагн=5,3´0,034/2´10^-5=9010.

Если Re>2320, то необходимо определить значение нижнего предельного числа Рейнольдса:

Re_{пр. н.}=10d/D_Э, (2.9)

где D_Э– эквивалентная шероховатость внутренней поверхности трубы (для стальных бесшовных труб D_Э=0,001¸0,002 мм)

Re_{пр. н. всас}=10´0,056/2´10^-6=280000;

Re_{пр. н. слив}=10´0,056/2´10^-6=280000;

Re_{пр. н. нагн}=10´0,034/2´10^-6=170000.

Если 2320<Re<Re_{пр. н.}, то коэффициент Дарси определяется по формуле Блазиуса для зоны "гидравлически" гладких труб:

l=0,3164/Re^0,25 (2.10)

l_всас=0,3164/280000^0,25=0,014;

l_слив=0,3164/280000^0,25=0,014;

l_нагн=0,3164/170000^0,25=0,016.

Таким образом потери по длине составят:

DP_l^всас=900´9,81´0,014´2´1,9²´10^-6/0,056´2´9,81=8,1´10^-4 МПа;

DP_l^слив=900´9,81´0,014´4´1,9²´10^-6/0,056´2´9,81=16,2´10^-4 МПа;

DP_l^нагн=900´9,81´0,016´4´5,3²´10^-6/0,034´2´9,81=237,9´10^-4 МПа.

Потери давления на местные сопротивления определяются по формуле:

DP_M=DP_ном(Q_max/Q_ном)², (2.11)

где DP_ном – номинальная потеря давления, указанная в технической характеристике гидроустройства при номинальном расходе Q_ном, МПа.

Потери давления в золотнике:

DP_M^зол=0,3(4,8´10^-3/6,66´10^-3)²=0,156 МПа.

Потери давления в предохранительном клапане:

DP_M^п.к.=0,5(4,8´10^-3/6,6´10^-3)²=0,264 МПа.

Потери давления в обратном клапане:

DP_M^о.к.=0,2(4,8´10^-3/9,33´10^-3)²=0,053 МПа.

Потери давления в фильтре:

DP_M^ф=0,5(4,8´10^-3/6,3´10^-3)²=0,29 МПа.

Таблица 2.1.

Потери давления в гидросистеме

Участок гидросистемы	Потери давления, МПа
	По длине, DPl	Местные, DPм	Общие, DPw
Всасывающий	0,00081	0,29	0,29081
Нагнетательный	0,02379	0,473	0,49679
Сливной	0,00162	-	0,00162
Сумма	0,0262	0,763	0,78922

Сопротивление системы определяем по формуле:

a=DP_W/Q²_max  (2.12)

a=0,78922/(4,8´10^-3)²=34254,34 МПа´с²/м⁶.

Общее давление в гидросети, необходимое для работы гидропривода, описывается уравнением:

P_c=z´P_д+a´Q²,  (2.13)

где z - число последовательно соединенных одинаковых и одновременно работающих гидродвигателей

P_c=13,94+34254,34Q².  (2.14)

Задаваясь значениями расхода Q, по уравнению (2.14) строится напорная характеристика гидросети P_c=f(Q).

Максимальное давление в гидросистеме определяется:

P_max=13,94+a´Q²_max=13,94+0,79=14,73 МПа.