«ОСНОВЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ОБЪЕМНОГО ГИДРОПРИВОДА КРАСНОЯРСК 2012 1 Министерство образования и науки Российской Федерации ФГБОУ ВПО Сибирский государственный технологический университет В.П. КОРПАЧЕВ, А.А. АНДРИЯС, А.И. ...»

1.7 Достоинства и недостатки гидравлических приводов Гидравлические приводы (гидроприводы) получают все большее распространение в самых различных отраслях народного хозяйства.

Широкое применение гидравлических систем обусловлено целым рядом преимуществ по отношению к другим приводам.

Основными достоинствами гидроприводов являются:

относительно малый вес и сравнительно небольшие габариты, приходящиеся на единицу мощности;

высокая позиционная точность, высокая степень надежности;

возможность создания больших передаточных чисел и бесступенчатого регулирования скорости и усилий в широком диапазоне;

малая инерционность, обеспечивающая быструю смену режимов работы (пуск, реверс). Большое отношение вращающего момента гидромотора к моменту инерции его подвижных частей дает возможность получать ничтожно малое время реверса, составляющее 0,03 – 0,05 с.

Частота реверсирования для гидромоторов вращательного движения может быть доведена до 500 и более в минуту, а для возвратнопоступательного движения с относительно небольшой массой и ходом достигает 1000 в минуту;

возможность простого и надежного предохранения гидропривода и машины от перегрузок;

простота реверсирования без необходимости изменения вращения приводного двигателя;

независимость расположения гидравлических устройств в пространстве создают удобства в общей компоновке машин.

Важным преимуществом гидроприводов является срок их службы.

Для многих типов насосов и гидромоторов он доведен до 20000 часов и более.

К недостаткам гидроприводов можно отнести следующие факторы:

транспортировка энергии связана с потерями, значительно превышающими потери в электропередачах;

влияние эксплуатационных условий (температуры) на характеристики привода;

снижение КПД за счет внутренних и наружных утечек рабочей жидкости, которые увеличиваются по мере выработки технического ресурса.

1.8 Общие сведения о порядке проектирования и расчета объемного гидропривода Исходными данными для расчета гидропривода, выбора оптимальных размеров и типа гидравлических устройств являются:

техническая характеристика и схема машины, для которой проектируется гидропривод (гидропривод может проектироваться также для одного или нескольких звеньев машины);

усилия (полезная нагрузка) или момент, которые должны обеспечиваться гидроприводом;

допускаемые скорости перемещения рабочего органа (вместо скорости могут быть заданы ход поршня и время прямого и обратного хода поршня);

условия работы гидросистемы.

Процесс проектирования гидропривода состоит из следующих этапов:

определение вида и последовательности движений в соответствии с характером технологического процесса работы машины;

подбор гидроаппаратуры и определение ее основных параметров;

составление гидравлической схемы.

Параметры гидравлических машин и устройств определяются сначала путем приближенного расчета. После определения потерь напора и утечек жидкости принятые на основе приближенных расчетов параметры элементов гидропривода уточняются.

При разработке гидравлической схемы рекомендуется применять нормализованную гидроаппаратуру. Отступление от нормальных элементов допускается лишь в тех случаях, когда иначе выполнить техническое задание не представляется возможным.

Расчет элементов и параметров гидропривода производится в такой последовательности:

по известной исходной полезной нагрузке устанавливается рабочее давление жидкости;

определяются предварительные параметры силового гидроцилиндра. Параметры гидроцилиндра уточняются после определения всех действующих нагрузок и сопротивлений, возникающих в процессе работы гидропривода;

определяются предварительные параметры насосного агрегата производительность насоса и развиваемое насосом давление;

для заданных условий работы и эксплуатации гидропривода производится выбор рабочей жидкости;

производится подбор всасывающего и напорного трубопроводов, подбор агрегатов управления, предохранительных и вспомогательных элементов гидропривода;

после выбора и подбора названных агрегатов и элементов гидропривода определяются потери напора и утечки жидкости, и по величине этих потерь оценивается возможность использования всех принятых элементов гидропривода.

При выборе, расчете и проектировании гидроприводов необходимо руководствоваться действующими стандартами.

2 ОСНОВНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ ГИДРОПРИВОДА

Поэтому к рабочей жидкости гидропривода предъявляются следующие требования:

хорошие смазывающие свойства по отношению к материалам трущихся пар и уплотнений, поэтому жидкость должна обладать способностью образовывать прочную смазывающую пленку, предохраняющую от износа поверхности трущихся деталей в условиях больших давлений и температур;

нейтральность по отношению к материалам, используемым в гидроприводе, а следовательно, жидкость не должна вызывать коррозии материала механизма и разрушений уплотнений;

совместимость вязкости рабочей жидкости с применяющимися в гидроприводе уплотнительными средствами и зазорами, что необходимо в целях избежания чрезмерно больших утечек и больших потерь энергии на преодоление гидравлических сопротивлений (в этом случае к жидкости предъявляются два противоречивых требования: для уменьшения утечек нужно применять более плотную и вязкую жидкость, а для снижения гидравлических потерь – менее вязкую);

малое изменение вязкости жидкости в широком диапазоне рабочих температур и давлений;

достаточно низкая температура застывания и достаточно высокая температура вспышки;

высокая механическая стойкость, стабильность характеристик в процессе хранения и эксплуатации;

пожаробезопасность, нетоксичность, хорошие диэлектрические свойства.

В гидросистемах применяют рабочие жидкости в виде минеральных масел или синтетических жидкостей. Свойства рабочих жидкостей характеризуются удельным весом, вязкостью, сжимаемостью и плотностью.

Вязкость является наиболее важным физическим свойством жидкости. От ее величины зависят утечки в системе, а соответственно и объемный КПД. Вязкость рабочей жидкости зависит от температуры и давления; однако при давлении в гидросистемах до 25 МПа вязкость можно считать не зависимой от давления.

Наибольшее влияние вязкость жидкости оказывает на потери давления в местных сопротивлениях: тройниках, разветвлениях, изгибах.

При понижении температуры до – 40 °C сила трения манжетных уплотнений увеличивается в 1,6 – 1,8 раза, колец круглого поперечного сечения – в 1,4 – 1,6 раза. При повышении температуры сила трения также увеличивается.

Зависимость вязкости рабочей жидкости от температуры для некоторых рабочих жидкостей представлена на рисунке 2.1 [10].

Рисунок 2.1 – Зависимость коэффициента кинематической вязкости При выборе рабочей жидкости необходимо принимать во внимание следующие рекомендации [1]:

минеральные масла с вязкостью 20 – 40 сСт при 50 °C применяют для гидравлических систем с давлением до 7 МПа; для давлений до 20 МПа используют масла с вязкостью 60 – 110 сСт; для давлений до 60 МПа выбирают рабочую жидкость с вязкостью 100 – 175 сСт;

применение смеси масел в системах с высоким рабочим давлением не рекомендуется;

температура застывания масла должна быть на 15 – 20 °С ниже минимальной рабочей температуры гидросистемы;

в гидроприводах, работающих в условиях низких температур, обычно применяют морозостойкие рабочие жидкости, у которых температура застывания ниже 60 °С.

Для выбора рабочей жидкости и гидроагрегатов необходимо знать граничные температуры окружающего воздуха, которые зависят от климатической зоны эксплуатации гидропривода. Граничными температурами можно задаваться на основе следующих рекомендаций:

Нижний предел температур рабочих жидкостей определяется минимальной температурой той климатической зоны, где работает машина.

Верхний предел зависит от максимальной температуры окружающей среды [7].

Основные характеристики рабочих жидкостей, применяемых в гидросистемах машин лесного комплекса, приведены в таблице 2.1 [2, 8].

Таблица 2.1 – Основные характеристики рабочих жидкостей Индустриальное, 20799-88) Индустриальное, (ГОСТ 20799-88) Индустриальное, (ГОСТ 20799-88) Окончание таблицы 2. Индустриальное, (ГОСТ 20799-88) Веретенное АУ (ГОСТ 1642-75) Трансформаторное (ГОСТ 982-56) Авиасмесь (ГОСТ 6794-75) Турбинное Т- (ГОСТ 32-53) Турбинное Т- (ГОСТ 32-53) Турбинное Т- (ГОСТ 32-53) Дизельное Дп- (ТУ МИП 457-53) Дизельное Дп- (ТУ МИП 457-53) ВМГЗ (ТУ 38-101от -40 до + 479-74) МГ- (ТУ 38-1-01-50-70) МГ- (ТУ 38-1-01-50-70) М-10В (ГОСТ 8581-78) М-8В (ГОСТ 8581-78) ИС- (ГОСТ 20799-88) ИС- (ГОСТ 20799-88) Примечание: * Температура застывания – это температура рабочей жидкости, при которой она теряет подвижность в течение 1 мин.

2.2 Рабочее давление в гидросистеме Величина рабочего давления влияет на габариты и стоимость элементов гидропривода, долговечность их работы, правила эксплуатации.

При выборе рабочего давления в гидросистеме необходимо учитывать, что при увеличении давления уменьшается расход (производительность, подача) насоса, а следовательно, его размеры, а также размеры гидросети и устройств управления, то есть гидропривод становится более компактным. В то же время увеличение давления требует более дорогих насосов, высокой герметичности соединений и приводит к повышению нагрузок в отдельных узлах гидропривода.

Уменьшение рабочего давления вызывает увеличение размеров элементов гидропривода, но уменьшает требования к герметичности соединений, повышает срок службы гидропривода, дает возможность применить более простые и дешевые насосы.

При выборе рабочего давления необходимо также учитывать назначение и величину преодолеваемой полезной нагрузки. Для гидроприводов, имеющих несколько исполнительных механизмов, выбор основных параметров производят по наиболее нагруженному механизму.

Рабочее давление в гидросистеме может быть выбрано двумя способами.

Первый заключается в том, что при выполнении предварительных расчетов гидроприводов рабочее давление может быть принято в зависимости от величины преодолеваемой нагрузки.

Так, для гидроприводов в машиностроительной промышленности рабочее давление в зависимости от преодолеваемой нагрузки может приниматься [3]:

Эти давления можно принимать и при проектировании гидроприводов стационарных лесных машин. Для гидроприводов землеройных и дорожно-строительных машин давления на выходе насоса принимают следующие:

Второй способ выбора рабочего давления в гидросистеме основан на аналогии с действующими нагрузками в гидросистемах машин лесной отрасли.

При выборе рабочего давления необходимо руководствоваться рядом номинальных давлений по ГОСТ 12445-80, так как на эти давления рассчитываются конструкции насосов, гидромоторов и всех других элементов гидропривода.

Ряд номинальных давлений (в МПа) в соответствии с ГОСТ 12445- (СТ СЭВ 518-77) приведен ниже :

Величина давления связана с типом насоса и назначением гидропривода на машине (для выполнения вспомогательных и установочных движений или для привода рабочего оборудования).

Например, в гидроприводах бульдозеров, скреперов, рыхлителей и т.д.

обычно применяют шестеренные насосы с номинальным давлением 10, и 20 МПа, в гидроприводах экскаваторов, погрузчиков, автокранов – аксиально-поршневые насосы с номинальным давлением 16, 20, 25, 32 МПа.

2.3 Объемные гидродвигатели 2.3.1 Классификация гидродвигателей Объемным гидродвигателем называется гидромашина для преобразования энергии потока рабочей жидкости в энергию движения выходного звена.

Гидродвигатели разделяют на три класса (рисунок 2.2):

1. Гидроцилиндры – объемные гидродвигатели с поступательным движением выходного звена;

2. Поворотные (моментные) гидродвигатели с ограниченным углом поворота выходного звена;

3. Гидромоторы – объемные гидродвигатели с вращательным движением выходного звена.

Рисунок 2.2 – Классификация объемных гидродвигателей 2.3.2 Гидроцилиндры Гидроцилиндры являются простейшими гидродвигателями, которые применяются в качестве исполнительных механизмов гидроприводов различных машин и механизмов с поступательным движением выходного звена.

Основные схемы гидроцилиндров представлены на рисунке 2.3. По принципу действия и конструкции они весьма разнообразны.

По кинематическим признакам гидроцилиндры делятся на две группы:

с подвижным штоком и неподвижным корпусом;

с неподвижным поршнем и подвижным корпусом.

Различают гидроцилиндры одностороннего действия (рисунок 2.3 а, в, д, ж, г) и двустороннего действия (рисунок 2.3 б, е, з) [5].

Гидроцилиндр одностороннего действия (рисунок 2.3 а) имеет шток с поршнем, перемещаемый силой давления жидкости в одну сторону.

Обратный ход штока совершается под действием внешней силы или пружины. Рабочая жидкость подводится только в одну рабочую полость.

Гидроцилиндр двустороннего действия (рисунок 2.3 б) имеет поршень с односторонним штоком с внутренним и наружным уплотнениями. Рабочая жидкость подводится поочередно в обе рабочие полости. Движение ведомого звена в обе стороны производится под действием давления жидкости.

Рисунок 2.3 – Гидроцилиндры с возвратно-поступательным движением выходного звена: а – с односторонним штоком; б – с двусторонним штоком;

в – плунжерный; г – телескопический; д, е – с двусторонним подводом рабочей Силовой гидроцилиндр, имеющий несколько штоков, общий ход которых больше длины его корпуса, называется телескопическим (рисунок 2.3 г). Применяются телескопические гидроцилиндры в случаях, когда при малой длине корпуса требуется получить большой ход рабочего звена. Выдвижение штоков начинается с поршня большего диаметра.

Мембранные гидроцилиндры (рисунок 2.3 ж) применяются там, где требуются незначительные перемещения при высоких усилиях.

В гидроцилиндрах двустороннего действия движение выходного звена в обоих направлениях осуществляется под действием потока рабочей жидкости. Такие гидроцилиндры выполняются в двух вариантах (рисунок 2.3 д, е, з):

гидроцилиндр с односторонним штоком, в котором шток находится только с одной стороны поршня;

гидроцилиндр с двусторонним штоком, в котором шток расположен по обе стороны поршня.

Гидроцилиндры с двусторонним штоком применяются в тех случаях, когда необходимо в обычной схеме подключения гидролинии получить одинаковое усилие и одинаковую скорость при движении штока в обоих направлениях. Однако такие гидроцилиндры увеличивают габариты машины, так как шток выходит по обе стороны корпуса, и, кроме того, они более сложны в изготовлении. Поэтому преимущественно применяют гидроцилиндры с односторонним штоком, а нужное соотношение скоростей при движении в разных направлениях обеспечивают схемой подключения и конструктивными размерами.

Сдвоенные гидроцилиндры (рисунок 2.3 з) применяют для увеличения усилия на штоке. Такие гидроцилиндры используются, например, когда для получения необходимого усилия, когда нельзя установить гидроцилиндр с большим диаметром, но при этом длина цилиндра не ограничивается. Последовательное соединение гидроцилиндров увеличивает эффективную площадь, а следовательно, тянущее или толкающее усилие на штоке [12].

2.3.3 Конструкции гидроцилиндров рисунке 2.4.

Рисунок 2.4 – Устройство гидроцилиндра: 1 – собственно цилиндр; 2 – поршень;

3 – шток; 4 – задняя крышка с проушиной; 5 – передняя крышка; 6 – проушина штока (головка); 7 – штоковая полость; 8 – бесштоковая полость государственным стандартом являются:

а) диаметры гидроцилиндров;

б) диаметры штоков;

в) ход поршня;

г) коэффициент мультипликации.

Стандартами отраслей (ОСТ) разработаны типовые гидроцилиндры с параметрами Госстандарта.

При проектировании гидроцилиндров коэффициент мультипликации упрощает расчеты. На практике в редких случаях проектируют гидроцилиндры, их выбирают из перечня типовых.

Отметим особенности выпускаемых в массовом производстве гидроцилиндров.

Гидроцилиндры общепромышленного назначения (Ц) выпускаются всего с двумя значениями коэффициента мультипликации :

с усиленным диаметром штока = 1,6 (1,65);

с нормальным диаметром штока = 1,33.

Эти гидроцилиндры рассчитаны так же на два разных уровня давления:

16 МПа – с кратковременным увеличением давления до 20МПа;

30 МПа – для экскаваторостроения с максимальным увеличением до 40МПа.

Гидроцилиндры сельского хозяйства (ЦС) рассчитаны на давление от 6 до 8 МПа. Гидроцилиндры станкостроения (Г) – от 4 до 6 МПа.

В лесной промышленности используются как цилиндры других отраслей, так и собственного производства. Эти цилиндры не имеют буквенного индекса и производятся для определенных машин. Давление в гидроцилиндрах лесных машин от 16 до 18 МПа, однако оно не остается постоянным и с усовершенствованием производства растет.

Все типы гидроцилиндров (рисунок 2.4) состоят из двух сборочных единиц: корпуса и поршневой группы. Основные конструктивные отличия различных типов гидроцилиндров заключаются в способе соединения крышек с гильзой (собственно цилиндром). Это соединение может быть разъемным (резьбовым; шпильки, болты) или неразъемным (электродуговая сварка). Поршневые группы отличаются в основном применяемыми типами уплотнений.

В таблице 2.2 представлены условные (схематичные) обозначения гидроцилиндров.

Таблица 2.2 – Условные обозначения гидроцилиндров Одностороннего действия Двухстороннего действия Гидроцилиндр с демпфером Гидроцилиндр с демпфером Гидроцилиндр с регулируемым торможением С двух сторон Гидроцилиндр двухкамерный Технические параметры гидроцилиндров различных отраслей представлены в таблице 2.3.

Таблица 2.3 – Гидроцилиндры общетехнического назначения гидроцилиндра Окончание таблицы 2. машинах лесной промышленности, приведена в таблице 2.4 [4].

применяемых в машинах лесной промышленности машины гидроцилиндра назначение ЛО-15А ЛП-18Г ЛП-33А ЛТ- Конструкции гидроцилиндров могут быть по функциональному назначению только для выполнения основной силовой функции или с дополнительными функциями:

дросселирования потоков;

демпфирования в конце движения;

изменения длины хода штока.

Выполнение этих функций достигается встраиванием специальных устройств в крышки гидроцилиндров.

Основные требования к конструкциям гидроцилиндров установлены ГОСТ 161514-80 «Технические требования к конструкциям гидроцилиндров». В них оговариваются конструкция и размеры деталей, присоединительные размеры, требования к уплотнениям, проходным сечениям отверстий присоединения шлангов и т.д.

Основные параметры гидроцилиндров установлены ГОСТ 6540- (с изменениями 1988 г.) «Гидроцилиндры и пневмоцилиндры – ряды основных параметров». К этим рядам относятся: номинальное давление, диаметр поршня (цилиндра), диаметр штока, ход штока. Установленные стандартом параметры приведены в таблицах 2.3, 2.4.

Стандартом также рекомендуются отношения значений площадей штоковой и поршневой полостей цилиндра (коэффициент мультипликации ) для определения диаметра штока (ГОСТ 6540-68).

Заводы-изготовители гидроцилиндров общетехнического назначения, а также некоторые отрасли производят гидроцилиндры двух типов: с нормальным диаметром штока (=1,33) и с увеличенным (=1,6).

Выбор соотношения диаметров штока и цилиндров, таким образом, является произвольным (в пределах рекомендуемых значений ) и ограничением в выборе могут быть только значения прочности и устойчивости штока.

2.3.4 Поворотные гидродвигатели Для возвратно-поворотных движений приводимых узлов на угол, меньший 360 °, применяют поворотные гидроцилиндры (рисунок 2.5), которые представляют собой объемный гидродвигатель с возвратноповоротным движением выходного звена.

Рисунок 2.5 – Поворотный однолопастной гидроцилиндр:

Поворотный гидроцилиндр состоит из корпуса 1 и поворотного ротора, представляющего собой втулку 2, несущую пластину (лопасть) 3.

Кольцевая полость между внутренней поверхностью цилиндра и ротором разделена уплотнительной перемычкой 4 с пружинящим поджимом к ротору уплотнительного элемента 5.

При подводе жидкости под давлением PP в верхний канал (рисунок 2.5, а) пластина 3 с втулкой 2 будет поворачиваться по часовой стрелке. Угол поворота вала цилиндра с одной рабочей пластиной обычно не превышает 270 – 280 °.

Расчетный крутящий момент М на валу рассматриваемого гидроцилиндра с одной пластиной равен произведению силы R на плечо а приложения этой силы (расстояние от оси вращения до центра давления рабочей площади пластины) Усилие F определяется произведением действующего на лопасть перепада давлений на рабочую площадь пластины S Из рисунка 2.5, а видно, что рабочая площадь пластины где b – ширина пластины.

Плечо приложения силы В соответствии с этим расчетный крутящий момент Угловая скорость вращения вала Фактические момент MФ и угловая скорость Ф будут меньше расчетных в связи с наличием потерь трения и утечек жидкости, характеризуемых механическим м и объемным об КПД гидроцилиндра:

Применяются также и многопластинчатые поворотные гидроцилиндры (рисунок 2.6), которые позволяют увеличить крутящий момент, однако угол поворота при этом уменьшится. Момент и угловая скорость многопластинчатого гидроцилиндра:

где z – число пластин.

Рисунок 2.6 – Поворотные гидроцилиндры: а – двухлопастной;

Для преобразования прямолинейного движения выходного звена гидроцилиндра 1 в поворотное исполнительного механизма 2 применяют речно-шестеренные механизмы (рисунок 2.7). Без учета сил трения крутящий момент на валу исполнительного механизма равен а угловая скорость вращения где DЗ – диаметр делительной окружности шестерни.

Рисунок 2.7 – Речно-шестеренный механизм 2.4 Основы расчета гидроцилиндров Основными рабочими и конструктивными параметрами силовых гидроцилиндров являются: внутренний диаметр цилиндра, развиваемое усилие, расход жидкости, мощность и КПД.

Внутренний диаметр цилиндра D является главным параметром; он характеризует геометрические размеры и технологию изготовления гидроцилиндра. По этому параметру определяют усилие на штоке и скорость движения поршня при рабочем ходе. По диаметру штока d определяют развиваемое усилие и скорость при холостом ходе.

Рабочее давление PP устанавливает эксплуатационную и геометрическую характеристики гидроцилиндров.

Определение основного параметра силового гидроцилиндра – его внутреннего диаметра (диаметра поршня) производят в два этапа. Сначала вычисляют приближенное значение диаметра D по известной полезной нагрузке F и принятому рабочему давлению; затем определяется диаметр гидроцилиндра с учетом всех внешних дополнительных нагрузок (при этом величину дополнительных нагрузок определяют, принимая уже известным диаметр гидроцилиндра).

2.4.1 Приближенный расчет основных параметров силового Диаметр силового гидроцилиндра (без учета потерь давления на преодоление дополнительных нагрузок) определяют по формуле где F – полезная нагрузка, приведенная к штоку;

PP – рабочее давление в цилиндре, принимаемое в зависимости По вычисленному в соответствии с формулой (2.13) расчетному диаметру D подбирают ближайший больший нормализованный диаметр.

Внутренний диаметр гидроцилиндров нормализован ГОСТ 6540-68 и имеет следующие значения в мм:

Основной ряд:

Диаметр штока d определяется в зависимости от величины хода поршня S. Если выполняется условие S 10D, можно принимать:

ближайший больший, согласно ГОСТ 6540-68:

Основной ряд:

2.4.2 Уточненный расчет основных параметров гидроцилиндра В процессе работы силового гидроцилиндра часть рабочего давления затрачивается на преодоление сил трения в конструктивных элементах гидроцилиндра, силу противодавления, динамические нагрузки, возникающие при разгоне и торможении поршня гидроцилиндра. Считая принятое рабочее давление исходным параметром, можно уточнить диаметр силового гидроцилиндра. Для этого необходимо учесть названные выше дополнительные нагрузки.

Полезные и дополнительные нагрузки определяют величину усилия, развиваемого гидроцилиндром, F'. Усилие, развиваемое гидроцилиндром, равно сумме нагрузок – статической FCТ и динамической FД Статическая нагрузка определяется при установившемся движении поршня по формуле где F – полезная нагрузка, приведенная к штоку поршня;

FТР – сила трения в конструктивных элементах;

Силы трения в конструктивных элементах гидроцилиндра Важными элементами конструкции гидропривода являются уплотнительные устройства, обеспечивающие герметичность в подвижных и неподвижных соединениях гидравлических машин. От типа применяемых уплотнений зависит конструкция поршней гидродвигателей (гидроцилиндров, гидромоторов), их параметры, а также величина рабочего давления.

Обычно все применяемые в системах гидропривода уплотнения подразделяют по назначению на три группы:

уплотнения неподвижных поверхностей;

уплотнения подвижных поверхностей при относительных возвратно-поступательных перемещениях;

уплотнения подвижных поверхностей при относительном вращательном их перемещении.

Для обеспечения высокой степени герметизации применяют различного типа уплотнения (рисунок 2.8), изготовленные из различных материалов:

набивочные;

манжетные;

резиновые кольца;

металлические кольца.

Рисунок 2.8 – Уплотнительные устройства: а – резиновое кольцо прямоугольной формы; б – резиновое кольцо круглого сечения; манжетное U-образное уплотнение;

манжетное V-образное уплотнение; b' – ширина резинового кольца прямоугольного сечения; b – ширина канавки; d – диаметр сечения круглого кольца; D – диаметр уплотняемого соединения; h – глубина канавки; l – ширина рабочей части манжеты Принцип действия всех уплотнений из упругих материалов основан на их свойствах создавать начальное давление на уплотняемых поверхностях, контактируемых с уплотнением.

При этом с увеличением рабочего давления соответственно увеличивается усилие прижатия уплотнения к уплотняемым поверхностям.

Набивочные уплотнения применяют в гидравлических прессах, гидроцилиндрах, насосах, гидроаппаратуре. Материалом уплотнения служат хлопчатобумажные, асбесто-металлические набивки, пропитанные коллоидным графитом, и т. д. К уплотняемым деталям набивка прижимается натяжными втулками с контактным давлением, превышающим рабочее.

Силу трения набивочного уплотнения определяют по формуле где d – диаметр уплотняемого соединения;

k – удельная сила трения, принимаемая в расчетах равной 0,04 – 0,13 МПа (в зависимости от степени затяжки натяжной l – длина набивочного уплотнения, обычно принимается по соотношению l = (6 8)h; где, соответственно, h – толщина (радиальная) сечения слоя набивки, определяемая по зависимости h = (1,5 2,5) d (для малых диаметров штока h принимается не менее 3 – 4 мм, для больших – не менее Манжетные уплотнения: манжетой в общем случае называют упругое фигурное кольцо, которое прижимается давлением рабочей жидкости к соответствующим деталям и оказывает уплотняющее действие.

Форма манжет разнообразна, однако наиболее распространенными являются U-образные и V-образные (шевронные) манжеты (рисунок 2.8).

Эти манжеты применяют при давлениях рабочей жидкости до 35 МПа.

Сила трения при уплотнении манжетами с шевронным (V-образным) профилем определяется по формуле [3] где d – диаметр уплотняемого соединения;

k – удельная сила трения, равная 0,22 МПа;

l – ширина уплотнения (определяется на основе данных Таблица 2.5 – Размеры манжетных уплотнений Размеры манжет l (ширина уплотнения) выбирают по величине диаметра d. Рекомендуемое число манжет в пакете приводится в таблице 2.6.

Таблица 2.6 – Количество манжет в пакете Силу трения в уплотнениях из манжет U-образного профиля определяют по формуле где d – диаметр уплотняемого соединения;

l – ширина рабочей части манжеты (таблица 2.5);

PK – монтажное давление, составляющее 0,2 0,5 МПа;

fМ – коэффициент трения, равный: для кожи 0,06 0,08; для капрона 0,02 0,03; для фторопласта 0,03 0,05; для резины Силу трения, создаваемую уплотнением из металлических колец, определяют по формуле где fK – коэффициент трения кольца, принимаемый равным 0, при скорости более 6 – 8 м/мин и 0,15 – при скорости менее i – число колец в уплотнении (рекомендуемое число колец в зависимости от величины давления и диаметра цилиндра b – ширина поршневого кольца (определяется в зависимости от диаметра поршня в соответствии с таблицей 2.8);

PК – монтажное (контактное) давление кольца, принимаемое Таблица 2.7 – Определение числа поршневых колец Давление, Таблица 2.8 – Определение ширины поршневого кольца Диаметр поршня, мм Глубина канавки, мм Ширина канавки, мм Силу трения при уплотнении резиновыми кольцами определяют по зависимости где d – диаметр уплотняемого соединения;

qК – удельная сила трения на единицу длины уплотнения, определяется по графику (рисунок 2.9).

Рисунок 2.9 – График для определения удельной силы трения Суммарная сила трения FТР определяется в зависимости от выбранных типов уплотнений на штоке и поршне, то есть Металлические кольцевые уплотнения удовлетворительно работают при давлениях от 7 до 10 МПа (при диаметрах до 180 мм). Их недостатком является необеспечение полной герметичности и неисключение возможности появления задиров.

Кольцевые резиновые уплотнения в подвижных соединениях работают при рабочих давлениях до 32 МПа; резиновые манжетные и шевронные из прорезиненных материалов – до 50 МПа.

Определение силы противодавления Для получения более равномерной скорости движения поршня на сливной линии из гидроцилиндра создается противодавление, сила которого обозначается FПР. Обычно противодавление создается путем дросселирования рабочей жидкости. На рисунке 2.10 представлена простейшая схема демпфера.

Рисунок 2.10 – Гидроцилиндр с демпфером: 1 – цилиндрический канал корпуса гидроцилиндра; 2 – цилиндрический хвостовик; 3 – поршень В конце хода поршня цилиндрический хвостовик входит в цилиндрический канал корпуса, уменьшая тем самым проходное сечение канала, по которому рабочая жидкость поступает в сливную гидролинию.

Сопротивление протеканию рабочей жидкости тормозит поршень и плавно снижает его скорость.

Если условия работы не налагают требования плавного движения рабочего органа, то величину противодавления в расчет можно не вводить.

В машинах, станках, где рабочие давления малы, величину противодействия рекомендуется принимать в пределах от 0,2 до 0,3 МПа В машинах и станках, где рабочий орган расположен вертикально и не уравновешен контргрузом, величина противодавления определяется весом подвижных частей головки и гидроцилиндра, поршня и т.д. и должна быть на 0,2 0,3 МПа больше величины, т.е.

где G – вес подвижных частей (определяется по графику, представленному на рисунке 2.11), Н;

– площадь сечения штоковой части гидроцилиндра, м2.

S, мм Рисунок 2.11 – График для определения веса подвижных частей На графике (рисунок 2.11) представлена зависимость веса подвижных частей гидроцилиндра в зависимости от хода штока гидроцилиндра для двух наиболее распространенных значений коэффициента мультипликации, применяемых заводами-изготовителями гидроцилиндров, который представляет собой отношение поршневой и штоковой полостей гидроцилиндра = 2.

С учетом вышесказанного сила противодавления определяется по формуле Наличие противодавления в значительной степени предупреждает проникновение воздуха в полость гидроцилиндра.

Динамическая сила Динамическую силу FД, возникающую при разгоне и торможении, можно приближенно определить, пользуясь теоремой о количестве движения и импульсе сил:

где t – время ускорения или замедления движения; принимается обычно равным 0,01 0,5 с, причем меньшие значения относятся к легким механизмам и малым скоростям движения, а большие – к высоким скоростям и тяжелым механизмам;

2, 1 – максимальная и минимальная скорости перемещения поршня. Скорость движения поршня в гидроприводах машин лесной промышленности обычно не превышает 0,05 0,5 м/с MПР – приведенная к поршню силового гидроцилиндра масса, включающая в себя массы частей, подключенных к поршню.

Скорость перемещения штока или угловую скорость вала выбирают с учетом коэффициента использования гидропривода за цикл. Следует помнить, что завышение скорости ведет к увеличению мощности и веса гидропривода, а занижение – к уменьшению производительности машины.

Например, коэффициент использования гидропривода скрепера составляет 0,1 0,2 и менее, поэтому нет необходимости иметь большую скорость штоков, так как она практически не влияет на производительность скрепера. Коэффициент использования гидропривода экскаваторов и погрузчиков составляет 0,9 1,0, поэтому скорость перемещения штока надо выбирать максимальной, так как она оказывает существенное влияние на производительность машины.

Если известны: приведенная масса, изменение скорости = 2 – 1 и t, то из формулы (2.24) можно определить динамическую силу инерции Если приведенная масса MПР мала по сравнению со статическим усилием FС, то формула (2.25) может быть преобразована в следующий вид:

Таким образом, могут быть определены дополнительные нагрузки, возникающие в результате действия сил трения в уплотнениях гидроцилиндра и сил противодавления.

По вычисленному усилию F' и принятому рабочему давлению PP уточняют диаметр силового гидроцилиндра:

Полученный расчетный диаметр должен быть нормализован по ГОСТу. При этом подбирается ближайший больший диаметр, а также уточняется диаметр штока.

Для уточненного диаметра гидроцилиндра определяется толщина стенок корпуса и донышка корпуса гидроцилиндра.

Толщину стенок корпуса гидроцилиндра определяют по формуле [1] где RK – наружный радиус корпуса гидроцилиндра;

R0 – внутренний радиус корпуса гидроцилиндра, R0 = D/2.

Наружный радиус гидроцилиндра может быть определен по формуле где P – допустимое напряжение на растяжение материала PУ – расчетное давление рабочей жидкости (PУ = 1,2 PP).

Толщину плоского донышка корпуса гидроцилиндра определяют по формуле При выборе материала корпуса гидроцилиндра (допустимого напряжения растяжения материала) можно руководствоваться таблицей 2.9.

Таблица 2.9 – Допустимые напряжения растяжения гидроцилиндре, Материал корпуса гидроцилиндра Следует также отметить, что при расчете гидроцилиндров на прочность при давлении до 30 МПа принимается запас прочности n = 3.

Штоки и поршни гидроцилиндров изготавливают из стальных поковок.

2.4.3 Расчет гидроцилиндра на устойчивость Гидроцилиндры в процессе эксплуатации под действием рабочего давления работают как сжато-изогнутые балки переменного сечения. Для обеспечения работоспособности цилиндра необходимо убедиться в устойчивости штока под действием нагрузки.

Для определения устойчивости гидроцилиндра при известном рабочем усилии на штоке гидроцилиндра можно воспользоваться следующей методикой [13].

По схемам (рисунок 2.12) определяется фактор хода гидроцилиндра FC в зависимости от способа крепления гидроцилиндра.

Далее определяется опорная длина штока гидроцилиндра L где S – ход штока гидроцилиндра.

Рисунок 2.12 – Способ крепления гидроцилиндра Затем по графику (рисунок 2.13) определяется максимально допустимая длина штока гидроцилиндра Lmax и ее значение сравнивается с величиной L0. При этом работоспособность гидроцилиндра (устойчивость штока) будет обеспечена в случае выполнения следующего условия:

Рисунок 2.13 – График зависимости опорной длины гидроцилиндра от

КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ К ГЛАВАМ 1 –

2. Как влияет вязкость рабочей жидкости на потери давления в местных сопротивлениях?

3. Правила выбора рабочей жидкости.

4. Как выбирается рабочее давление?

5. На какие классы подразделяют гидродвигатели?

6. В каких случаях применяют гидроцилиндры с двухсторонним штоком?

7. На какие два типа подразделяются поворотные гидродвигатели?

8. В чем заключается смысл приближенного расчета силового гидроцилиндра?

9. Как определяется статическая нагрузка при уточнении диаметра силового гидроцилиндра?

10. На что влияет увеличение скорости перемещения штока гидроцилиндра?

11. В каком случае производится расчет гидроцилиндра на устойчивость?

3 НАСОСЫ И ГИДРОМОТОРЫ, ПРИМЕНЯЕМЫЕ В

ОБЪЕМНОМ ГИДРОПРИВОДЕ

В объемных гидроприводах применяются насосы, в которых перемещение жидкости из полости всасывания в полость нагнетания осуществляется путем ее вытеснения из рабочих камер с помощью вытеснителей (объемные насосы).

В гидроприводах применяются следующие виды насосов:

поршневые, плунжерные, диафрагмовые, шестеренчатые, лопастные, винтовые и ротационно-поршневые. Эти насосы являются обратимыми:

они могут применяться в гидроприводах как насосы для преобразования механической энергии двигателя в гидравлическую или же для превращения гидравлической энергии насоса в механическую, то есть использоваться как гидродвигатели.

В поршневом насосе вытеснителем является поршень, в шестеренном – зуб шестерни; в пластинчатом – лопатка; в винтовом – поверхность винта.

К насосам, применяемым в гидроприводах, предъявляют особые требования. Насос должен иметь высокий КПД, обладать достаточной долговечностью и надежностью в процессе эксплуатации. Регулирование производительности насоса должно осуществляться простыми средствами, непрерывно в процессе работы и с минимальными потерями энергии.

Кроме того, желательно, чтобы насос был обратимым, то есть мог бы использоваться в качестве гидромотора.

По характеру процесса вытеснения жидкости объемные насосы делятся на поршневые и роторные. Поршневыми называются насосы, в которых вытеснение жидкости из рабочих камер производится в результате только прямолинейного возвратно-поступательного или возвратно-поворотного движения вытеснителей относительно этих камер.

По виду движения ведущего звена поршневые насосы разделяются на прямодействующие и вальные. В прямодействующем насосе ведущее звено совершает прямолинейное возвратно-поступательное движение, в вальном – вращательное движение.

Роторными называются насосы, в которых вытеснение жидкости из камер производится в результате вращательного или сложного движения вытеснителей.

Классификация роторных насосов приведена на рисунке 3.1.

В гидроприводах машин лесной промышленности применяются три типа насосов – шестеренные, лопастные и аксиально-поршневые.

Лопастные насосы в машинах лесной промышленности используются в приводах гидроусилителей рулевых механизмов.

Шестеренные насосы получили большее распространение в гидросистемах лесовозных автомобилей, самосвалах, дорожных и строительных машинах, лесозаготовительных и складских машинах, в приводах по обработке и переработке древесины.

Аксиально-поршневые насосы используют в системах лесозаготовительных машин, где рабочее давление составляет от 12 до 25 МПа.

Рисунок 3.1 – Классификация роторных насосов 3.2 Шестеренные насосы Шестеренные насосы выполняются с внешним и внутренним зацеплением шестерен. Наибольшее распространение имеют насосы с внешним зацеплением шестерен; такие насосы могут быть одно- и двухсекционные.

Схема шестеренного насоса представлена на рисунке 3.2. При вращении ведущей 1 и ведомой 2 шестерни рабочая жидкость из всасывающей камеры А в полостях впадин зубьев переносится в нагнетательную камеру В.

Производительность шестеренного насоса может быть определена по формуле где DН – диаметр начальной окружности шестерни; при одинаковых шестернях DН равен расстоянию между центрами к – поправочный коэффициент, равный 1,1.

В таблице 3.1 приведены основные характеристики некоторых типовых шестеренных насосов.

Таблица 3.1 – Основные параметры шестеренных насосов Марка насоса объем, нагнетания, вращения, насоса, Окончание таблицы 3. 1. Приведенные параметры являются номинальными.

2. Насосы НШ и НМШ предназначены для нагнетания рабочей жидкости в гидравлические системы тракторов, подъемных землеройных, дорожностроительных, транспортных и других сельскохозяйственных машин. В их числе насосы НШ10-10-2, НШ32-10-2 и НШ32-32-2 двухсекционные; насосы НМШ50 и НМШ125 двухкамерные.

3. Насосы Ш предназначены для подачи масла, нефти, мазута, дизельного топлива; насосы ШГ – для подачи парафина, нефти, мазута температурой менее 100 0 С и до 610-4 м2/с; насосы ШФ предназначены для подачи масла, нефти, дизельного топлива температурой до 900 С.

4. Насосы Г11-2 и БГ11-2 используются в системе станочных гидроприводов.

3.3 Пластинчатые насосы Пластинчатые насосы, применяемые в гидроприводах, разделяют на насосы одно-, двух- и многократного действия. В насосах однократного действия жидкость вытесняется из рабочей камеры один раз за один оборот ротора, в насосах двукратного действия – 2 раза, а в насосах многократного действия – несколько раз [3].

На рисунке 3.3 приведена простейшая схема пластинчатого насоса однократного действия.

Рисунок 3.3 – Схема пластинчатого насоса однократного действия:

1 – ротор; 2 – приводной вал; 3 – пластины; 4 – статор; 5 – распределительный диск;

6, 8 – окна; 7 – гидролиния всасывания; 9 – гидролиния нагнетания;

Схема насоса однократного действия приведена на рисунке 3.3.

Насос состоит из ротора 1, установленного на приводном валу 2, опоры которого размещены в корпусе насоса. В роторе имеются радиальные или расположенные под углом к радиусу пазы, в которые вставлены пластины 3. Статор 4 по отношению к ротору расположен с эксцентриситетом е. К торцам статора и ротора с малым зазором (0,02 0,03 мм) прилегают торцевые распределительные диски 5 с серповидными окнами. Окно 6 каналами в корпусе насоса соединено с гидролинией всасывания 7, а окно 8 – с напорной гидролинией 9. Между окнами имеются уплотнительные перемычки 10, обеспечивающие герметизацию зон всасывания и нагнетания. Центральный угол, образованный этими перемычками, больше угла между двумя соседними пластинами.

При вращении ротора пластины под действием центробежной силы, пружин или под давлением жидкости, подводимой под их торцы, выдвигаются из пазов и прижимаются к внутренней поверхности статора.

Благодаря эксцентриситету объем рабочих камер вначале увеличивается – происходит всасывание, а затем уменьшается – происходит нагнетание.

Жидкость из линии всасывания через окна распределительных дисков вначале поступает в рабочие камеры, а затем через другие окна вытесняется из них в напорную линию.

При изменении эксцентриситета е изменяется подача насоса. Если е = 0 (ротор и статор расположены соосно), пластины не будут совершать возвратно-поступательных движений, объем рабочих камер не будет изменяться, и, следовательно, подача насоса будет равна нулю. При перемене эксцентриситета с + е на – е изменяется направление потока рабочей жидкости (линия 7 становится нагнетательной, а линия 9 – всасывающей). Таким образом, пластинчатые насосы однократного действия в принципе регулируемые и реверсируемые.

Подачу пластинчатого насоса однократного действия определяют по формуле О – объемный КПД, принимаемый в пределах 0,75 0,98;

r – радиус внутренней поверхности статора;

e – величина эксцентриситета;

b – ширина пластин в осевом направлении;

В насосах двойного действия (рисунок 3.4) ротор 1 и 2 статор сосны.

Эти насосы имеют по две симметрично расположенные полости всасывания и полости нагнетания. Такое расположение зон уравновешивает силы, действующие со стороны рабочей жидкости, разгружает приводной вал 2, который будет нагружен только крутящим моментом. Для большей уравновешенности число пластин 3 в насосах двойного действия принимается четным. Торцевые распределительные диски 5 имеют четыре окна. Два окна 6 каналами в корпусе насоса соединяются с гидролинией всасывания 7, другие два 8 – с напорной гидролинией 9. Так же как и в насосах однократного действия, между окнами имеются уплотнительные перемычки 10. Для герметизации зон всасывания и нагнетания должно быть соблюдено условие, при котором > [3].

Рисунок 3.4 – Схема пластинчатого насоса двойного действия:

1 – ротор; 2 – приводной вал; 3 – пластины; 4 – статор; 5 – распределительный диск;

6, 8 – окна; 7 – гидролиния всасывания; 9 – гидролиния нагнетания;

Профиль внутренней поверхности статора выполнен из дуг радиусами R1 и R2. Пазы для пластин в роторе могут иметь радиальное расположение под углом 7 15 ° к радиусу, что уменьшает трение и исключает заклинивание пластин. Насосы с радиальным расположением пластин могут быть реверсивными.

Подачу пластинчатого насоса двойного действия определяют по формуле где R1 и R2 – соответственно большая и малая полуоси внутренней Регулирование подачи пластинчатого насоса однократного действия осуществляется за счет изменения величины и знака эксцентриситета.

Число пластин z для наиболее равномерной подачи принимается кратным четырем, чаще всего z = 12.

Возможность регулирования подачи в насосе двукратного действия исключается.

В таблице 3.2 приведены технические характеристики пластинчатых насосов типа Г11 и БГ11 [14].

Таблица 3.2 – Технические характеристики пластинчатых насосов типа Г11 и БГ11.

Основные параметры Частота вращения вала, об/мин Номинальная подача, л/мин Номинальное давление, МПа В таблице 3.3 приведены технические характеристики пластинчатых нерегулируемых насосов типа Г12 [14].

нерегулируемых насосов типа Г12 [14].

Основные параметры Рабочий объем, см Номинальная подача, л/мин Номинальное давление, МПа В таблице 3.4 приведены технические характеристики пластинчатых нерегулируемых насосов типа БГ12 [14].

нерегулируемых насосов типа БГ12.

Основные параметры Рабочий объем, см Номинальная подача, л/мин Номинальное давление, МПа 3.4 Роторно-поршневые насосы Роторно-поршневыми называются насосы, в которых вытеснители имеют форму поршней (плунжеров), а рабочие камеры ограничиваются вытеснителями в цилиндрических полостях ротора.

Различают радиальные и аксиальные роторно-поршневые насосы. В радиальных насосах рабочие камеры расположены радиально по отношению к оси ротора. Если ось вращения ротора параллельна осям рабочих камер, насос называется аксиально-поршневым 3.4.1 Радиальные роторно-поршневые насосы Радиально-поршневые гидромашины применяют при сравнительно высоких давлениях (10 МПа и выше). По принципу действия радиальнопоршневые гидромашины делятся на одно-, двух- и многократного действия. В машинах однократного действия за один оборот ротора поршни совершают одно возвратно-поступательное движение. Схема радиально-поршневого насоса однократного действия приведена на рисунке 3.5.

Рисунок 3.5 – Схема радиально-поршневого насоса однократного действия: 1 – ротор; 2 – ось; 3 – всасывающий канал; 4 – нагнетательный канал;

Рабочими камерами в насосе являются радиально расположенные цилиндры, а вытеснителями – поршни. Ротор (блок цилиндров) 1 на скользящей посадке установлен на ось 2, которая имеет два канала 3 и (один соединен с гидролинией всасывания, другой – с напорной гидролинией). Каналы имеют окна 5, которыми они могут соединяться с цилиндрами 6. Статор 7 по отношению к ротору располагается с эксцентриситетом.

Ротор вращается от приводного вала через муфту 8. При вращении ротора в направлении, указанном на рисунке 3.5 стрелкой, поршни вначале выдвигаются из цилиндров (происходит всасывание), а затем вдвигаются (нагнетание). Соответственно рабочая жидкость вначале заполняет цилиндры, а затем поршнями вытесняется оттуда в канал 4 и далее в напорную линию гидросистемы. Поршни выдвигаются и прижимаются к статору центробежной силой или принудительно (пружиной, давлением рабочей жидкости или иным путем).

Радиально-поршневые насосы могут быть регулируемыми и нерегулируемыми. Регулирование подачи, а также реверс осуществляются изменением величины и знака эксцентриситета. Увеличение подачи достигается за счет увеличения числа рядов цилиндров (многорядные насосы).

Средняя подача нерегулируемого и регулируемого радиальнопоршневого насоса определяется соответственно по формулам (3.4), (3.5) где d – диаметр поршня;

e – эксцентриситет; величина которого находится в пределах ue = e/emax – параметр регулирования;

m – число ходов поршня за один оборот вала насоса;

Промышленность выпускает регулируемые насосы типа НП, НПД и нерегулируемые – типа Н с давлением до 50 МПа.

Радиально-поршневые насосы имеют четыре модификации по управлению:

НРР – насосы с ручным управлением нереверсивные;

НРРШ – насосы с ручным управлением, нереверсивные, с встроенным шестеренным насосом для питания вспомогательных механизмов гидросистемы;

НРС и 2НРС – насосы со следящим гидравлическим управлением ( НРС – нереверсивные ; 2НРС – реверсивные );

НРМ и НР4М – насосы с электрогидравлическим механизмом управления на две и четыре подачи (реверсивные);

НРД – насосы с управлением по давлению (нереверсивные).

В качестве примера рассмотрим расшифровку насоса 2НРС 250Д/20:

цифра 2 – реверсивный, радиально-поршневой со следящим гидравлическим управлением; 250 – величина рабочего объема в см3; Д – модернизированный; 20 – номинальное давление в МПа.

В таблице 3.5 приведены основные параметры радиально-поршневых регулируемых насосов типа НР.

регулируемых насосов

НРР НРШ НРС НРМ НР4М НРМ НРД

Номинальная подача насоса, л/мин:

Номинальное давление насоса, МПа:

КПД насоса, %:

В таблице 3.6 приведены основные параметры радиально-поршневых нерегулируемых насосов типа Н.

нерегулируемых насосов 3.4.2 Аксиальные роторно-поршневые насосы В аксиально-поршневых насосах ось вращения параллельна осям рабочих камер и вытеснителей или составляет с ними угол менее 45 °.

Аксиально-поршневые насосы бывают двух типов: с наклонным блоком и с наклонным диском (рисунок 3.6).

Рисунок 3.6 – Схемы аксиально-поршневых гидромашин: а – с наклонным диском; б – с наклонным блоком; 1 – ведущий вал; 2 – диск; 3 – шток; 4 – блок цилиндров; 5 – поршень; 6 – распределитель; 7 – пазы; 8 – шарнир; 9 – шатун Гидромашина с наклонным диском включает в себя блок цилиндров, ось которого совпадает с осью ведущего вала 1, а под углом а к нему расположена ось диска 2, с которым связаны штоки 3 поршней 5. Ниже рассмотрена схема работы гидромашины в режиме насоса. Ведущий вал приводит во вращение блок цилиндров.

При повороте блока вокруг оси насоса на 180 ° поршень совершает поступательное движение, выталкивая жидкость из цилиндра. При дальнейшем повороте на 180 ° поршень совершает ход всасывания. Блок цилиндров своей шлифованной торцовой поверхностью плотно прилегает к тщательно обработанной поверхности неподвижного распределителя 6, в котором сделаны полукольцевые пазы 7. Один из этих пазов соединен через каналы со всасывающим трубопроводом, другой – с напорным трубопроводом. В блоке цилиндров выполнены отверстия, соединяющие каждый из цилиндров блока с распределителем. Если в гидромашину через каналы подавать под давлением рабочую жидкость, то, действуя на поршни, она заставляет их совершать возвратно-поступательное движение, а они, в свою очередь, вращают диск и связанный с ним вал. Таким образом работает аксиально-поршневой гидромотор.

Принцип действия аксиально-поршневого насоса-гидромотора с наклонным блоком цилиндров заключается в следующем. Блок цилиндров с поршнями 5 и шатунами 9 наклонен относительно приводного диска 2 вала 1 на некоторый угол. Блок цилиндров получает вращение от вала через универсальный шарнир 8. При вращении вала поршни 5 и связанные с ними шатуны 9 начинают совершать возвратнопоступательные движения в цилиндрах блока, который вращается вместе с валом. За время одного оборота блока каждый поршень производит всасывание и нагнетание рабочей жидкости. Один из пазов 7 в распределителе 6 соединен со всасывающим трубопроводом, другой – с напорным. Объемную подачу аксиально-поршневого насоса с наклонным блоком цилиндров можно регулировать, изменяя угол наклона оси блока относительно оси вала в пределах 25 °. При соосном расположении блока цилиндров с ведущим валом поршни не перемещаются и объемная подача насоса равна нулю.

Конструкция нерегулируемого аксиально-поршневого насосагидромотора с наклонным диском показана на рисунке 3.7. В корпусе вместе с валом 1 вращается блок 5 цилиндров. Поршни 11 опираются на наклонный диск 3 и благодаря этому совершают возвратно-поступательное движение. Осевые силы давления передаются непосредственно корпусным деталям – передней крышки 2 через люльку 14 и задней крышке корпуса – через башмаки 13 поршней и распределитель 7, представляющие собой гидростатические опоры, успешно работающие при высоких давлениях и скорости скольжения.

Рисунок 3.7 – Аксиально-поршневой нерегулируемый насосгидромотор с наклонным диском: 1 – вал; 2, 8 – крышки; 3 – наклонный диск;

4 – корпус; 5 – блок цилиндров; 6 – торец блока цилиндров; 7 – распределитель;

9 – окно; 10 – пружина; 11 – поршень; 12 – шлицевое соединение; 13 – башмак;

В аксиально-поршневом насосе-гидромоторе применена система распределения рабочей жидкости торцового типа, образованная торцом блока цилиндров, на поверхности которого открываются окна цилиндров, и торцом распределителя 7.

Система распределения выполняет несколько функций. Она является упорным подшипником, воспринимающим сумму осевых сил давления от всех цилиндров; переключателем соединения цилиндров с линиями всасывания и нагнетания рабочей жидкости; вращающимся уплотнением, разобщающим линии всасывания и нагнетания одну от другой и от окружающих полостей. Поверхности образующие систему распределения, должны быть взаимно центрированы, а одна из них (поверхность блока цилиндров) – иметь небольшую свободу самоориентации для образования слоя смазки. Эти функции выполняет подвижное эвольвентное шлицевое соединение 12 между блоком цилиндров и валом. Чтобы предотвратить раскрытие стыка системы распределения под действием момента центробежных сил поршней, предусмотрен центральный прижим блока пружиной 10.

В нерегулируемом аксиально-поршневом насосе-гидромоторе с реверсивным потоком и наклонным блоком цилиндров (рисунок 3.8) ось вращения блока 7 цилиндров наклонена к оси вращения вала 1. В ведущий диск 14 вала заделаны сферические головки 3 шатунов 4, закрепленных также с помощью сферических шарниров 6 в поршнях 13.

Рисунок 3.8 – Аксиально-поршневой нерегулируемый насос-гидромотор с реверсивным потоком и наклонным блоком: 1 – вал; 2- уплотнение;

3 – сферическая головка; 4 – шатун; 5 – юбка поршня; 6 – шарнир; 7 – блок цилиндров;

8 – шип; 9 – крышка; 10, 11 – окно; 12 – пружина; 13 – поршень; 14 - диск При вращении блока цилиндров и вала вокруг своих осей поршни совершают относительно цилиндров возвратно-поступательное движение.

Вал и блок вращаются синхронно с помощью шатунов, которые, проходя поочередно через положение максимального отклонения от оси поршня, прилегают к его юбке 5 и давят на нее. Для этого юбки поршней выполнены длинными, а шатуны снабжены корпусными шейками. Блок цилиндров, вращающийся вокруг центрального шипа 8, расположен по отношению к валу под углом 30 ° и прижат пружиной 12 к распределительному диску (на рисунке не показан), который этим же усилием прижимается к крышке 9.

Рабочая жидкость подводится и отводится через окна 10 и 11 в крышке 9. Поршни, находящиеся в верхней части блока, совершают ход всасывания рабочей жидкости. В то же время нижние поршни, вытесняя жидкость из цилиндров, совершают ход нагнетания. Манжетное уплотнение 2 в передней крышке гидромашины препятствует утечке масла из нерабочей полости насоса.

Средняя подача аксиально-поршневого насоса с наклонным диском и наклонным блоком определяется, соответственно, по формулам где d – диаметр цилиндра;

D1 – диаметр окружности, на которой в упорном диске расположены центры шарниров шатунов;

D2 – диаметр окружности, на которой в роторе расположены – угол наклона блока цилиндров или диска к оси вращения z – число поршней (обычно равно 5, 7 или 9);

На лесозаготовительных машинах получили распространение аксиально-поршневые насосы серий 210, 310, 207, которые работают при более высоких рабочих давлениях – от 20 до 25 МПа, обеспечивая высокие значения объемного и полного КПД (соответственно 0,97 0,98 и 0,94 0,95 ). Эти насосы требуют специальных рабочих жидкостей и масел и высокой технической культуры эксплуатации. Выполняют такие насосы с постоянным и переменным рабочим объемом ( регулируемые насосы ) в различном конструктивном исполнении: 210.12.12.00А; 210.12.12.01А;

210.16.12.01; 210.16.12.01А; 210.20.12.20Б; 210.20.12.21; 210.25.12.20Б;

210.25.12.21; 210.25.12.21.

Индексы указанных марок насосов расшифровывают следующим образом: три первые цифры (210) обозначают тип, следующие две (12, 16, 20, 25) – диаметр поршня в мм, третьи две цифры указывают, является ли гидромашина насосом или гидромотором (12 – насос, 11 – насосгидромотор, 13 – гидромотор), последняя пара цифр определяет исполнение вала (со шпоночным пазом 00 или 20, шлицевым концом или 21 ), буквенные индексы А, Б указывают на материал, из которого изготовлен корпус (А – алюминиевый сплав, Б – чугунный).

В таблицах 3.7, 3.8 и 3.9 приведены технические характеристики аксиально-поршневых насосов, используемых в лесных машинах.

Таблица 3.7 – Техническая характеристика нерегулируемых аксиально-поршневых насосов с постоянным рабочим объемом типа Номинальное давление, развиваемое насосом, МПа Максимальное давление, развиваемое насосом, МПа Объемный КПД в номинальном режиме Таблица 3.8 – Техническая характеристика аксиально-поршневых насосов типа 310, Номинальное давление, МПа Максимальное давление, МПа Таблица 3.9 – Техническая характеристика аксиально-поршневых насосов типа 207, НП развиваемое насосом, МПа Максимальное давление, развиваемое насосом, МПа 3.5 Гидромоторы Гидромотор – это объемный гидродвигатель с вращательным движением ведомого звена. В качестве гидромоторов используют объемные роторные насосы, обращенные в гидродвигатели.

Гидромоторы делятся на регулируемые и нерегулируемые.

Если выходное звено гидромотора может вращаться только в одну сторону, такой гидромотор называется реверсивным. В зависимости от способа реверсирования различают гидромоторы:

с постоянным направлением потока;

с реверсом потока, когда изменение направления вращения выходного звена происходит за счет изменения направления потока рабочей жидкости.

В зависимости от назначения гидропривода вращательного движения различают низкомоментные и высокомоментные гидромоторы.

Низкомоментные гидромоторы имеют большую частоту вращения, но небольшой крутящий момент: у высокомоментных гидромоторов – большой крутящий момент при небольшой частоте вращения.

В качестве низкомоментных широко используют аксиальнопоршневые гидромоторы. Аксиально-поршневые гидромоторы, как и аксиально-поршневые насосы, по конструкции бывают с наклонным блоком и с наклонным диском.

Аксиально-поршневые гидромоторы типа Г15-2 Р выполняются пяти типоразмеров (таблица 3.10). Такие гидромоторы обеспечивают бесступенчатое регулирование скорости и реверсирование при работе на масле с вязкостью от 10 до 220 мм2/с и температуре окружающей среды от 0 ° до 45 °. Эти гидромоторы применяются на стандартном оборудовании.

На лесохозяйственных, сельскохозяйственных машинах и тракторах применяются регулируемые аксиально-поршневые гидромоторы типа МПи МП-112, которые работают в паре с насосами НП-90 и НП- (таблица 3.9), образуя объемный привод.

Таблица 3.10 – Техническая характеристика гидромоторов типа Г15-2 Р Номинальный крутящий момент, Нм Номинальная эффективная мощность, кВт 0,96 1,7 3,4 6,8 13, Полный КПД при номинальных параметрах 0,88 0,89 0,90 0,90 0, В качестве низкомоментных гидромоторов применяют шиберные гидромоторы, по своей конструкции аналогичные шиберным (пластинчатым) насосам. Однако эти гидромоторы существенно уступают аксиально-поршневым по экономичности, имея малый общий КПД (0,45 0,65) и малый диапазон регулирования.

В качестве высокомоментных используются радиально-поршневые гидромоторы. Для создания больших крутящих моментов при небольшой частоте вращения применяются гидромоторы типа МР (таблица 3.11).

Аксиально-поршневые и радиально-поршневые насосы сложны по конструкции, дорогостоящие и имеют сравнительно низкий моторесурс.

Таблица 3.11 – Технические характеристики гидромоторов МР Номинальный крутящий момент, Нм об/мин В системах, где требуется высокая надежность и долговечность при низкой стоимости, применяют шестеренные гидромоторы (таблица 3.12), по конструкции аналогичные шестеренным насосам (отличие состоит лишь в присутствии слива в бак для просочившейся жидкости).

Таблица 3.12 – Технические характеристики гидромоторов ГМШ Частота вращения, об/мин:

3.6 Выбор насоса гидропривода Выбор типа и марки насоса и гидромотора гидропривода обусловлен рядом параметров и показателей. К основным параметрам насосов и гидромоторов относятся:

1. Рабочий объем насоса или мотора – разность наибольшего и наименьшего замкнутого объема за один оборот вала или двойной ход рабочего органа (q, м3/об или см3/об).

2. Номинальное давление (РНОМ) – наибольшее манометрическое давление, при котором насос работает в течение установленного срока службы с сохранением параметров в пределах, установленных нормативно-технической документацией.

3. Номинальная подача (для насосов) или расход (для гидромоторов – объем подаваемой или потребляемой рабочей жидкости за единицу времени), QНОМ = q·n, м3/с. Это теоретическая подача насоса. Действительная подача всегда меньше теоретической на величину внутренних утечек и величину неполного заполнения жидкостью камер насоса.

4. Номинальное число оборотов – наибольшее число оборотов, при котором насос работает в течение установленного срока службы с сохранением параметров в пределах, установленных нормативнотехнической документацией.

5. Номинальная мощность насоса – мощность, потребляемая насосом при нормальных давлении и подаче:

Номинальный крутящий момент на валу гидромотора:

Q НОМ PНОМ

Общий КПД насоса (гидромотора) равен произведению объемного О, механического М и гидравлического Г, КПД:

Для современных насосов объемный и механический КПД находится в пределах 0,92 0, При выборе насоса развиваемое давление должно быть достаточным для обеспечения необходимого усилия исполнительного органа и преодоления потерь давления, возникающих в трубопроводах, золотниках, клапанах, дросселях и т.д. Следовательно, давление насоса принимается равным где Рр – рабочее давление;

P – сумма всех потерь давления в системе гидропривода.

Для предварительных расчетов При определении расхода жидкости Q, необходимого для перемещения поршня, исходными параметрами являются или скорость «прямого хода» поршня, или время полного хода поршня. При этом под «прямым ходом» поршня подразумевается ход, при котором жидкость подается в ту полость цилиндра, через которую шток не проходит; под «обратным ходом» подразумеваем ход, при котором жидкость подается в полость, через которую проходит шток.

Расход жидкости, необходимый для перемещения поршня с заданной скоростью, определяется по формуле Если задано время полного хода поршня, то расход жидкости равен Ц – площадь сечения цилиндра, уменьшенная на площадь Производительность насоса должна обеспечить необходимый расход для исполнительного силового агрегата и возместить потери (утечки) в зазорах гидроагрегатов. Поэтому при выборе насоса его расход QН предварительно принимается равным Полученные значения РН и QН корректируются по номинальному ряду давлений и расхода.

КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ К ГЛАВЕ

2. В чем отличие насосов от гидромоторов?

3. Требования к насосам, применяемым в гидроприводе.

4. Основная классификация насосов.

5. Принцип работы шестеренного насоса.

лесозаготовительных машинах?

7. Принцип работы пластинчатого насоса.

8. В чем отличие пластинчатого насоса однократного от насоса двукратного действия?

9. В чем отличие регулируемых и нерегулируемых пластинчатых насосов?

10. В чем принципиальное отличие радиальных и аксиальных роторно-поршневых насосов?

11. Как осуществляется регулирование подачи радиальнопоршневых насосов?

12. На какие два типа подразделяют аксиально-поршневые насосы, в чем заключается их принципиальное отличие?

13. В чем заключается отличие низкомоментных и гидромоторов?

14. Какие насосы используют в качестве низкомоментных?

15. Какие насосы используют в качестве высокомоментных?

16. В каких системах применяют шестеренные гидромоторы?

4 РЕГУЛИРУЮЩИЕ И НАПРАВЛЯЮЩИЕ ЭЛЕМЕНТЫ

ГИДРОПРИВОДА

Для управления энергией потока жидкости, а следовательно, скоростью движения силового органа станка или машины; контроля за рабочими параметрами гидросистемы; поддержания этих параметров в заданных пределах при разных режимах работы гидропривода; обеспечения надежности и безопасности работы служит контрольно-регулирующая и направляющая аппаратура гидропривода.

По принципу действия все устройства управления и контроля гидропривода делятся на два вида: устройства с геометрическими характеристиками, не зависимыми от параметров потока жидкости, и устройства, геометрические характеристики которых зависят от параметров потока. При этом под геометрическими характеристиками понимаются размеры рабочих окон, через которые проходит жидкость.

В зависимости от степени открытия рабочего проходного сечения гидроаппаратура подразделяется на регулирующую и направляющую.

Регулирующая гидроаппаратура изменяет давление, расход и направление потока рабочей жидкости за счет частичного открытия рабочего проходного сечения.

Направляющая гидроаппаратура предназначена лишь для изменения направления потока рабочей жидкости за счет полного открытия или закрытия рабочего проходного сечения.

К регулирующей гидроаппаратуре относят:

гидроклапаны давления, предназначенные для регулирования давления рабочей жидкости (напорные, редукционные);

гидроклапаны, управляющие потоком рабочей жидкости (делители, сумматоры потоков, обратные клапаны, гидрозамки и др.).

4.1 Регуляторы давления Регуляторами давления называются устройства, предназначенные для поддержания заданного давления рабочей жидкости в любой точке гидропривода. Регуляторы давления предохраняют гидропривод от перегрузок и могут быть использованы для разгрузки насоса в определенной части рабочего цикла.

Для предохранения гидросистемы от перегрузок, а также от недопустимо высоких давлений жидкости служат предохранительные клапаны. Причиной повышения давления в гидроприводе может быть неисправность отдельного элемента гидропривода, засорение трубопровода, возросшее сопротивление на выходном звене, резкое увеличение сопротивления силового органа механизма или машины.

В случае превышения давления клапан открывается для слива рабочей жидкости, а при восстановлении первоначального давления – закрывается.

В качестве регуляторов давления используются напорные предохранительные и редукционные клапаны.

4.1.1 Предохранительные клапаны По конструкции предохранительные клапаны делятся на шариковые, конические и плунжерные (золотниковые). Предохранительные клапаны подразделяются на две группы: прямого действия и непрямого действия.

В гидроклапанах прямого действия величина открытия рабочего проходного сечения изменяется в результате непосредственного воздействия потока рабочей жидкости на запорно-регулирующий элемент.

В гидроклапанах непрямого действия поток сначала воздействует на вспомогательный запорно-регулирующий элемент, перемещение которого вызывает изменение положения основного запорно-регулирующего элемента этого клапана.

предохранительных клапанов прямого действия с шариковым, конусным, плунжерным и тарельчатым запорно-регулирующими элементами.

Клапан состоит из запорно-регулирующего элемента 1 (шарика, конуса и т.д.), пружины 2, натяжение которой можно изменять регулировочным винтом 3. Отверстие 5 корпуса 4 соединяется с линией высокого давления, а отверстие 6 – со сливной линией. Часть корпуса, с которой запорно-регулирующий элемент клапана приходит в соприкосновение, называется седлом (посадочным местом).

При установке клапана в гидросистему пружина 2 настраивается так, чтобы создаваемое ею давление было больше рабочего, тогда запорнорегулирующий элемент будет прижат к седлу, а линия слива будет отделена от линии высоко давления. При повышении давления в подводимом потоке сверх регламентированного запорно-регулирующий элемент клапана перемещается вверх, преодолевая усилие пружины, рабочее проходное сечение клапана открывается, и гидролиния высокого давления соединяется со сливной.

Рисунок 4.1 – Принципиальные схемы напорных клапанов с запорнорегулирующими элементами: а – с шариковым; б – с конусным;

в – с золотниковым; г – с тарельчатым; 1 – запорно-регулирующий элемент;

2 – пружина; 3 – регулировочный винт; 4 – корпус; 5 – напорное отверстие корпуса;

6 – сливное отверстие корпуса; 7 – камера демпфера; 8 – плунжер; 9 – калибровочное Вся рабочая жидкость идет через клапан на слив. Как только давление в напорной гидролинии упадет, клапан закроется, и если причина, вызвавшая повышение давления, не будет устранена, процесс повторится.

В процессе работы клапана возникает вибрация запорнорегулирующего элемента, сопровождаемая ударами о седло и колебаниями давления в системе. Вибрация и удары могут служить причиной износа и потери герметичности клапанов.

Для уменьшения силы удара и частоты колебаний клапана о седло применяют специальные гидравлические демпферы (рисунок 4.1 б, г).

Устройство состоит из камеры 7, в которой перемещается плунжер 8.