Проектирование гидромотора

Размещено на http://www.allbest.ru

18

Кинематический расчет

Целью кинематического расчета является определение усилий и скоростей на исполнительных элементах гидродвигателей. Для гидромотора определяется крутящий момент и угловая скорость вращения вала, а для гидроцилиндра - усилие на штоке, ход штока и скорости его движения.

Механизм поворота крана

Определим крутящий момент на валу гидромотора, осуществляющего поворот крана.

Момент сопротивления повороту (Н•м) крана, действующий в период разгона механизма, равен:

Мс=Мтр+Мв+Мин

,где Mтр - момент сил трения в опорно-поворотном устройстве;

Mв - момент ветровой нагрузки (если кран работает на открытом воздухе), принимаем MВ = 0;

Mин - момент сил инерции, действующих на груз, металлоконструкцию поворотной части, противовес и т.д.



Рисунок 1.1 - Схема крана

Определим момент сил трения в опорно-поворотном устройстве. Для этого рассмотрим схему крана с опорно-поворотным устройством (рис.1.1) и определим геометрические размеры крана, которые принимаются из указанных пропорций.

Основой для расчета действительных размеров является коэффициент пропорциональности a, который для данных соотношений размеров можно определить из формулы:

a=

где L - вылет стрелы (см. исходные данные), L = 3,05 м;

a==1,05

Далее необходимо определить действительные размеры крана, путем

произведения коэффициента пропорциональности a и числа, указанного перед ним (см. рис.1):



0,5 • 1,05 = 0,525 м = 525мм;

0,09 • 1,05 = 0,094м = 94мм;

0,15 • 1,05 = 0,157м = 157мм;

0,19 • 1,05 = 0,199м = 199мм;

1,31 • 1,05 = 1,375м = 1375мм;

0,82 • 1,05 = 0,861м = 861мм;

Действительные размеры крана указаны на рис.1.2. Здесь же определим при максимально поднятой стреле расстояние между проушинам гидроцилиндра подъема - 1215 мм.

Рисунок 1.2 - Схема крана с действительными размерами.

Поворотная часть крана устанавливается на двух опорах: верхней и нижней. В этих опорах возникают вертикальная RV и горизонтальная реакции RH, которые определяются путем составления уравнений статики.

Составим уравнение моментов относительно точки А, в которой пересекаются линии действия опорных реакций в нижней опоре:

У МA=0; 515•GПР - 1350•GСТ - 196•RН - 3000• GГР;

Отсюда

RН=

Знак «-» перед полученным значением говорит о том, что RН направлена в другую сторону.

Вертикальную опорную реакцию RV найдем из суммы проекций всех сил на вертикальную ось:

RV = GПР + GПЛ + GСТ + GГР =

= 315•9,81+1440•9,81+ 480•9,81+1530•9,81 = 37 кН.

Для крана на неподвижной колонне момент сил трения в опорно-поворотном устройстве равен сумме моментов сил трения в верхней и нижней опорах:

МТР= МТР.В + МТР.Н ;

где f - приведены коэффициент трения в подшипнике, f = 0,015.



Момент сил инерции

МИН= Jе

где J - момент инерции (относительно оси поворота крана) медленно поворачивающихся частей крана, груза и вращающихся частей механизма поворота, кг•м2;

е- угловое ускорение крана, рад/с2.

Момент инерции

J =гJМ.П.Ч. ,

где г = 1,2…1,4 - коэффициент учета инерции вращающихся частей механизма поворота;

JМ.П.Ч. - момент инерции (относительно оси поворота крана) груза и медленно поворачивающихся частей крана, кг•м2;

JМ.П.Ч.= оУmj xj2;

где mj - масса j-й медленно поворачивающейся части, кг (груз, стрела, противовес и т.д.);

xj - расстояние от центра массы j-й медленно поворачивающейся части до оси поворота крана, м;

о = 1,2…1,4 - коэффициент приведения геометрических радиусов вращения к радиусам инерции.

Используя рис.2 определим момент инерции груза.

JМ.П.Ч=о?. mПР• 0,515 mСТ• 1,35 mГР• 32?= 1,4 (315•0,5152 + 480•1,352 + 1530•32)= 14728 кг•м2. J =1,4 • 14728=20619,2кг•м2 ? 20,6т•м2.

Угловое ускорение крана при разгоне может быть найдено по допустимому линейному ускорению груза ([a] = 0,2 м/с2) и максимальной величине вылета стрелы L (берем из исходных данных):

a==

Тогда момент сил инерции

МИН= Jе = 20619.2•0,065= 1340.2 Н•м.

Момент сопротивления повороту крана

МС=МТР+МИН=620,44+1340.2=1960,64Н•м.

Момент на валу гидромотора механизма поворота

Определим частоту вращения вала гидромотора на приводе механизма поворота крана

ЩПОВ=щКРiПОВ=0,31•450=139,5рад/с = 1340,25 об/мин.

Механизм подъема стрелы

Определим усилие FГЦ на штоке гидроцилиндра, осуществляющего подъем стрелы. Для этого составим уравнение моментов сил, действующих относительно точки поворота стрелы Б в момент начала подъема стрелы (рис.1.3). Очевидно, что в таком положении усилие на штоке гидроцилиндра будет максимальным.

Рисунок 1.3 - Схема для определения усилия на штоке гидроцилиндра

359•FГЦ = 1325•GСТ + 2967• GГР;

FГЦ=

Ход штока гидроцилиндра подъема стрелы определяется графическим способом и определится разностью расстояния между центрами проушин при выдвинутом положении (стрела поднята) и в исходном состоянии (стрела опущена). Согласно рис.2 ход штока будет равен

SГЦ = 1215 -861= 354 мм.

Определим время поворота стрелы и соответственно время выдвижения штока гидроцилиндра. Определим угол поворота стрелы графическим способом (см. рис.2). Угол поворота в = 46° = 0,8 рад.

Время выдвижения штока гидроцилиндра



= 7 с,

где щпод - угловая скорость подъема стрелы, рад/с (по исходным данным).

Скорость выдвижения штока

0,05м/с

Грузоподъемный механизм

Определим крутящий момент на валу гидромотора грузоподъемного механизма.

Крутящий момент (Н•м) на механизме подъема, т.е. на барабане

где Dб - диаметр барабана, м;

Sб - натяжение ветви каната, навиваемого на барабан, Н.

где GГР - вес груза, Н (по исходным данным);

iп - кратность полиспаста (по исходным данным);

зп - КПД полиспаста, зп = 0,9.

= 8335 Н

1125,2 м

Крутящий момент (Н•м) на валу гидромотора, приводящего в действие грузовой барабан

где iр - передаточное отношение редуктора грузовой лебедки (по исходным данным);

зр - КПД редуктора грузовой лебедки, зр = 0,9;

173.6 Н•м

Определим частоту вращения вала гидромотора грузоподъемного механизма.

Частота вращения барабана

где хнаб - скорость набегания каната на барабан, м/с;

Rб - радиус барабана, м.

х наб = хпод.max •iп = 0,31• 2 = 0,6 м/с.

где хпод.max - максимальная скорость подъема (по исходным данным);

=0,135 м.

=4,44 рад/с.

Частота вращения вала гидромотора грузоподъемного механизма

щгм = щб • iр = 4.44•7.2 =31.9 рад/с = 304 об/мин.

Полученные результаты кинематического расчета сведем в таблицу 1.1

Гидродвигатель	Крутящий момент / Усилие	Угловая скорость / скорость перемещения	Угол поворота / Ход
Гидроцилиндр подъема стрелы	141 кН	0,05 м/с	354 мм
Гидромотор механизма поворота	4,84 Н•м	139,5 рад/с 1340,25 об/мин 22,33 об/с	_
Гидромотор лебедки	173.6 Н•м	31.9 рад/с 304 об/мин 5.07 об/с	_



Разработка принципиальной схемы гидропривода вал гидромотор привод насосный

Общие сведения

Принципиальная схема привода разрабатывается на основе технических требований, указанных в техническом задании (ТЗ), согласно которому необходимо спроектировать гидравлический кран. В ходе разработки любой гидравлической схемы решаются следующие вопросы:

- число потоков гидросистемы (одно- двух- или многопоточная);

- характер циркуляции рабочей жидкости (замкнутая или разомкнутая);

- регулирование скорости движения выходных звеньев исполнительных механизмов (нерегулируемая скорость, дроссельный или объемный способ регулирования);

- вид управления (циклическое, следящее, адаптивное или программное);

- размещение и компоновка элементов гидропривода.

Число потоков гидросистемы. При разработке гидравлической схемы с несколькими исполнительными механизмами, следует иметь в виду, что давления перед ними не должны значительно отличаться друг от друга. Если применение различных уровней давления по каким-либо причинам неизбежно, то следует перейти к двухпоточной (многопоточной) схеме и для питания каждого исполнительного механизма (или группы механизмов) необходимо предусмотреть свой насос. В противном случае для снижения давления в отдельных гидролиниях придется использовать редукционный клапан, что увеличит гидравлические потери и снизит КПД гидропривода. Характер циркуляции рабочей жидкости. Гидроприводы с разомкнутой циркуляцией, в которых рабочая жидкость всасывается насосом из бака и из гидросистемы вновь сливается в бак, находят применение в оборудовании различного назначения и при использовании гидродвигателей поступательного или вращательного действия. В гидроприводах с замкнутой циркуляцией рабочая жидкость, сливающаяся из гидросистемы, поступает непосредственно во всасывающую линию насоса. Замкнутая циркуляция применяется только в приводах исполнительными механизмами в которых являются гидромоторы, либо гидроцилиндры с равными рабочими площадями. Регулирование скорости движения выходных звеньев исполнительных механизмов. Скорость выходного звена может изменяться регулируемыми гидромашинами (насосами или моторами) в гидроприводах с объемным регулированием или посредством аппаратов, регулирующих расход рабочей жидкости, в гидроприводах с дроссельным регулированием. Первый способ более экономичен и применяется в приводах большой мощности (свыше 10 кВт), с длительными режимами непрерывной работы, а также в приводах с замкнутой циркуляцией рабочей жидкости. Однако в этом случае требуются регулируемые гидромашины, которые дороги и, как правило, менее долговечны по сравнению с нерегулируемыми.

Дроссельное регулирование менее экономично, чем объемное и применяется в гидроприводах малой мощности, т.е. в гидроприводах, для которых вопросы экономичности не имеют решающего значения, а также, когда режимы непрерывной работы привода кратковременные. Вид управления. Вид управления выбирается исходя из принципа действия привода, оговоренного в ТЗ на разработку, и определяет вид управления направляющей гидроаппаратуры (с ручным, механическим, электромагнитным дискретным или пропорциональным электромагнитным управлением).

Размещение и компоновка элементов гидропривода. Требования (если они прописаны в ТЗ) к компоновке элементов привода позволяют произвести

выбор гидроаппаратуры того или иного исполнения, способ его монтажа, а так же проанализировать варианты размещения гидрооборудования. Составление принципиальной гидравлической схемы целесообразно начинать от исполнительных механизмов, т.е, нанести условные графические обозначения выбранных гидродвигателей, затем на их рабочих гидролиниях -- направляющие и регулирующие гидроаппараты в соответствии с режимом работы и другими конкретными требованиями к работе каждого двигателя. После этого объединить линии нагнетания, слива и дренажа отдельных участков схемы; при необходимости определить места установки клапанов

давления, обратных клапанов и других гидроаппаратов. Последним этапом является разработка гидросхемы насосной установки, размещение фильтров и других вспомогательных элементов. Составленную гидравлическую схему необходимо проанализировать на безаварийность работы, т.е. оценить поведение рабочих органов при возможных нарушениях в работе гидроаппаратов. При необходимости в схему следует ввести дополнительные блокирующие устройства, например гидрозамки, исключающие возможность возникновения аварийных ситуаций. Таким образом, на стадии составления принципиальной гидравлической схемы гидропривода определяется состав его элементов, конкретные типоразмеры которых далее уточняются в процессе расчета гидропривода.

Предварительная разработка принципиальной гидросхемы крана

Проектируемый кран имеет три гидродвигателя, которые обеспечивают

подъем-опускание стрелы (гидроцилиндр ГЦ), поворот крана (гидромотор

Добавим к гидродвигателям направляющие и регулирующие гидроаппараты. В первую очередь нанесем на схему гидравлические распределители, обеспечивающие управление гидродвигателями.

Рисунок 2.1 - Обозначения гидродвигателей, обеспечивающих работу крана

При управлении гидроцилиндром ГЦ должны обеспечиваться прямой

ход (поднятие стрелы), обратный ход (опускание стрелы) и остановка.

Поэтому выберем четырехходовой трехпозиционный гидрораспределитель (4/3-распределитель) и обозначим его на схеме буквой Р .

При управлении гидромоторами ГМ1 и ГМ2 должны обеспечиваться

вращение их валов в обе стороны (реверс) и остановка. Для ГМ1 и ГМ2

выберем также 4/3-распределители. Обозначим их соответственно Р1 и Р2.

Т.к. в ТЗ не указан способ управления краном, то примем

распределители с электромагнитным управлением.ГМ1), работу грузоподъемного механизма крана (гидромотор ГМ2).

ГЦ ГМ1 ГМ2

Р	Р1	Р2

Рисунок 2.2 - Гидродвигатели с выбранными гидрораспределителями

При работе крана может возникнуть необходимость остановки стрелы крана в промежуточном положении. При этом гидроцилиндр может быть нагружен поднимаемым грузом. Для обеспечения фиксированного положения стрелы необходимо исключить утечки рабочей жидкости из поршневой полости гидроцилиндра. Для этого на рабочих гидролиниях гидроцилиндра установим односторонний гидрозамок ГЗ (рис.2.3). При повороте крана в начальный момент времени осуществляется его угловой разгон. При этом возникают инерционные нагрузки, при которых давление в подводимых гидролиниях может резко увеличиваться. Для ограничения давления в данном случае необходимо установить два напорных клапана КЛ1 и КЛ2, соединяющие напорную и сливную линию гидромотора ГМ1. Первый клапан будет ограничивать давление при вращении гидромотора в одном направлении, второй клапан - при вращении гидромотора в другом направлении. Эти же клапаны будут обеспечивать ограничение давления при торможении крана, когда гидромотор продолжает вращаться под действием инерционных нагрузок и переходит в режим насоса, повышая давление в сливной линии.

ГЦ	ГМ1	ГМ2
	КЛ1
ГЗ	КЛ2

Р	Р1	Р2

Рисунок 2.3 - Добавление в схему гидрозамка ГЗ и напорных клапанов КЛ1 и КЛ2

Объединим линии нагнетания и слива и предварительно составим схему насосной станции. Насосная станция состоит из бака Б, насоса Н, вал которого соединяется с приводным электродвигателем М. Обязательным условием является наличие предохранительного клапана КЛ3, ограничивающего давление, создаваемое насосом. Необходимо также предусмотреть переливной клапан КЛ4, осуществляющий сброс излишков расхода. В сливной линии устанавливаем фильтр Ф, снабженный переливным клапаном КЛ5, срабатывающим в случае засорения фильтра.

На этом этапе разработку предварительной принципиальной схемы гидропривода крана можно считать завершенной. По результатам дальнейших расчетов и анализа требуемых режимов работы гидропривода в схему, возможно, будут внесены изменения.

ГЦ	ГМ1	ГМ2
	КЛ1
ГЗ	КЛ2

Р	Р1	Р2

КЛ4	КЛ3	Н	Ф	КЛ5

Рисунок 2.4 - Добавление в схему насосной станции

Выбор номинального давления

Номинальное давление - наибольшее избыточное давление, при котором устройство должно работать в течение установленного ресурса (срока службы) с сохранением параметров в пределах установленных норм.

Выбор номинального давления рном является ответственным шагом, так как от него зависят габаритные размеры, материалоемкость, стоимость и надежность работы гидропривода.

Значения номинальных давлений в гидросистемах (МПа) назначают в соответствии с рядом давлений, регламентированным ГОСТ 12445-80:

0,1; - 0,16; - 0,25; - 0,4; - 0,63; -

1; - 1,6; - 2,5; - 4; - 6,3; -

10; 12,5; 16; 20; 25; 32; 40; 50; 63; 80;

100; 125; 160; 200; 250.

* Жирным шрифтом выделены рекомендуемые значения.

Номинальное давление обычно выбирают на основании существующих рекомендаций и статистических данных, полученных при практическом использовании оборудования конкретного типа (табл.3.1).

Таблица 3.1 - Рекомендуемые рабочие давления в зависимости от вида гидропривода

Вид гидропривода	Рекомендуемое рабочее давление
Станочный	1,6…20 МПа
Валочно-пакетирующих и трелевочных машин	10 МПа
Строительных и дорожных машин	32…40 МПа

Предварительно примем номинальное давление в гидросистеме, т.е. давление, развиваемое насосом pном = 10 МПа.

Выбор насоса

При расчете гидроприводов за основной параметр принимают мощность. Полезная мощность, кВт, привода определяется по следующим формулам:

- на штоке гидроцилиндра:

,

- на валу гидромотора:

,

где F - требуемое усилие на выходном звене, Н;

х - скорость перемещения выходного звена, м/с;

MКР - крутящий момент на валу, Н•м;

n - частота вращения вала гидродвигателя, об/мин.

Определим полезную мощность на штоке гидроцилиндра ГЦ

=7,05 кВт.

Определим полезную мощность на валу гидромотора ГМ1 механизма поворота

= 0,7кВт.

Определим полезную мощность на валу гидромотора ГМ2 грузоподъемной лебедки



= 5,5 кВт.

При предварительном расчете потери давления по длине и на местных сопротивлениях, а также силы трения в исполнительных механизмах учитываются коэффициентом запаса по усилию Kз.у.= 1,1…1,2, а утечки рабочей жидкости - коэффициентом запаса по скорости Kз.с.= 1,1…1,3. Меньшие значения принимаются для приводов, работающих в легком и среднем режимах, а большие - в тяжелых режимах работы.

Режим работы гидропривода определяется в зависимости от коэффициентов использования номинального давления и продолжительности работы под нагрузкой, а также числа включений в час (табл.4.1)

Таблица 4.1 - Режимы работы гидропривода

Режим работы гидропривода	Коэффициент использования Номинального давления KР =p/ pном	Коэффициент продолжительности работы под нагрузкой KН=t р/ t	Число включений в час
Легкий	Менее 0,4	0,1…0,3	До 100
Средний	0,4…0,7	0,3…0,5	100…200
Тяжелый	0,7…0,9	0,5…0,8	200…400
Весьма тяжелый	Свыше 0,9	0,8…0,9	400…800

Мощность насосной установки определяется соотношением

NН = Kз.у.Kз.с. (?zГЦ iNГЦ i +?zГМ iNГМi ),

где zГЦ i , zГМ i - число одновременно (параллельно) работающих гидроцилиндров и гидромоторов соответственно.

В некоторых случаях, когда в приводе есть несколько гидродвигателей, и они работают неодновременно, необходимо рассчитать мощность, потребляемую каждым гидродвигателем отдельно. Затем рассчитать суммарную мощность, учитывая все возможные комбинации одновременной работы нескольких гидродвигателей и выбрать из полученных мощностей максимальную.

Примем коэффициент запаса по усилию Kз.у.= 1,1, коэффициент запаса по скорости Kз.с.= 1,1, тогда мощность насосной установки крана

NН = Kз у Kз с (zГЦ NГЦ + zГМ 1NГМ1 + zГМ2 NГМ2)=

=1,1•1,1(1•7,05+1•0,7+1•5,5)=16,03кВт

По рассчитанной мощности насосной установки определяют расход жидкости в гидроприводе

0,001603м3/с = 96,1л/мин.

Если один насос не может обеспечить необходимую подачу, то рекомендуется установить два однотипных насоса с подачей Q/2, или подобрать два однотипных насоса с различной подачей с тем, чтобы один из них подключать только в периоды совместной работы нескольких исполнительных механизмов. Тип насоса выбирается с учетом режимов работы гидропривода: для легкого и среднего режимов рекомендуется применять шестеренные и пластинчатые насосы, а для тяжелых - аксиально поршневые.

Конкретный типоразмер насоса выбирается по расчетному значению его рабочего объема, который определяется по формуле

,

где q - расчетный рабочий объем насоса, см3;

Q - расход жидкости в гидроприводе, л/мин;

nном - номинальное число оборотов вала насоса, об/мин;

з0ґ- объемный КПД насоса.

Номинальное число оборотов вала насоса может быть выбрано следующим образом. Если привод насоса осуществляется от электродвигателя, то число оборотов обычно принимается равным 1000 или 1500 об/мин. Если в качестве силовой установки применяется ДВС, то число оборотов выбирается по частоте вращения выходного вала раздаточной коробки при номинальной частоте вращения коленвала ДВС.

В предварительном расчете значения общего зґ и объемного з0ґ КПД различных типов насосов могут быть приняты в пределах, указанных в табл.4.2.

Таблица 4.2 - Предварительные значения КПД насосов

Тип насоса	Общий КПД	Объемный КПД
Шестеренный	0,80…0,85	0,92…0,94
Пластинчатый	0,60…0,85	0,70…0,90
Аксиально-поршневой	0,85…0,90	0,95…0,98

Примем nном =1000 об/мин, з0ґ=0,9, тогда рабочий объем насоса

= 106,77 см3.

После определения рабочего объема из каталогов выбирается насос,

имеющий ближайший больший рабочий объем и рассчитывается его действительная подача.

По каталогу фирмы Parker (http://www.parkerhannifin.ru) «Промышленные гидравлические насосы Т7/Т67/Т6С» (стр.6) выбираем пластинчатый одиночный насос Т7E - 057. По графикам каталога (стр.28) определяем внутренние утечки и гидромеханические потери для давления 10 МПа (100 бар).

Характеристики насоса Т7E - 057	Значение
Рабочий объем	qН	183,3 см3;
Максимальное рабочее давление	pmax	210 бар;
Максимальная частота вращения вала	nmax	2200 об/мин.
Внутренние утечки	ДQН	7 л/мин (24 сСт); 14 л/мин (10 сСт);
Гидромеханические потери	ДNнот	2 кВт.

Рисунок 4.1 - Внутренние утечки и гидродинамические потери.

Рисунок 4.2 - Пластинчатый насос Parker T7E-057

Действительная подача насоса при известном объемном КПД ?0ґ определяется по формуле:

QН = 10-3qН nном зо,

где qН - рабочий объем выбранного насоса, см3;

зо - объемный КПД выбранного насоса.

В промышленных каталогах технические характеристики насосов, в том числе зо, указывают при номинальном давлении pном . Если насос работает в режимах, отличающихся от номинального, подачу насоса определяют по формуле

.

Если зо в каталоге не задан, а утечки определяются по графику, то сначала определяется теоретическая подача насоса без учета внутренних утечек

QТ = 10-3qНnном,

а затем действительная подача

QН =QT - ДQН .

Определяем теоретическую подачу насоса

QТ =10-3 •183,3•1000 =183,3 л/мин

Действительная подача насоса

QН=183,3 -14 =169,3 л/мин.

Мощность, кВт, необходимую для привода насоса, рассчитывают по формуле

где QН - подача насоса, л/мин;

p - требуемое давление в гидросистеме, обеспечиваемое выбранным

насосом, МПа;

зН - общий КПД насоса.

Если зН в каталоге не задан, а гидромеханические потери определяются по графику, то сначала определяется теоретическая входная мощность

,

а затем мощность привода насоса

NH = NT + ДNпот .

Определим теоретическую входную мощность

=28,2 кВт.

Мощность привода насоса

NH = 28,2 + 2 = 30,2 кВт.

Выбор электродвигателя

По рассчитанной мощности и частоте вращения вала подберем электродвигатель для привода насосной станции

Выбираем электродвигатель асинхронный трехфазный с короткозамкнутым ротором серии АД(АИРМ) 200 L6 , предназначенный для использования в станкостроении, деревообрабатывающей промышленности, сельском хозяйстве, системах промышленной вентиляции, транспортерах, подъемниках, насосном оборудовании и т.д.



Таблица 5.1 - Технические характеристики двигателя

Серия	Мощность, кВт	Частота, об/мин	Напряжение, В	Частота сети, Гц	Масса, кг
АД(АИРМ) 200L6	30	1000	380	50	285

Рисунок 5.2 - Присоединительные размеры электродвигателя

Выбор рабочей жидкости

Выбор рабочей жидкости для гидросистемы определяется с учетом режима работы гидропривода, диапазона рабочих температур, давления в гидросистеме, скорости движения исполнительных механизмов, а также рекомендаций заводов-изготовителей. Диапазон рекомендуемых рабочих температур по вязкостным характеристикам рабочих жидкостей. Верхний температурный предел для выбранной рабочей жидкости определяется допустимым увеличением утечек и снижением объемного КПД, а также прочностью пленки рабочей жидкости. Нижний температурный предел зависит о работоспособности насоса, характеризующейся пределом прокачиваемости жидкости насосом, особенно на всасывании.

Рабочую жидкость также выбирают с учетом типа насоса. Максимальные и минимальные значения вязкости рабочих жидкостей в зависимости от типа насоса приведены в табл.6.1.

Таблица 6.1 - Рекомендуемые значения вязкости в зависимости от насоса

Тип насоса	Вязкость, сСт (мм2 /с)
	максимальная	минимальная
Шестеренный	4500…5000	60…80
Пластинчатый	3500…4500	10…12
Аксиально-поршневой	1800…2000	6..8

Рабочее давление в гидросистеме и скорость движения исполнительного механизма также являются важными показателями, определяющими выбор рабочей жидкости. Утечки жидкости повышаются при увеличении давления, следовательно, лучше применять рабочую жидкость с повышенной вязкостью. Но при этом будут увеличиваться гидравлические потери, и снижаться КПД привода. Аналогичное влияние оказывает на рабочую жидкость скорость движения исполнительных механизмов.

В настоящее время нет научно обоснованных рекомендаций по выбору рабочих жидкостей в зависимости от давления и скорости движения исполнительного механизма, однако отмечается стремление при высоких давлениях применять рабочую жидкость повышенной, а при низких давлениях - пониженной вязкости. Кроме этого необходимо следовать рекомендациям заводов-изготовителей насосов по выбору типа рабочей жидкости с необходимыми вязкостными характеристиками.

С учетом того, что кран работает в помещении с указанным диапазоном температур от +13 до +32?С, а насос рассчитан на работу с жидкостью не менее 10 сСт, то в качестве рабочей жидкости можно принять масло индустриальное Масло индустриальное ИГП-18 (ТУ 38.101413-97) [http://www.zarechie.ru/].

Масло ИГП-18 применяют в основном для смазывания современного отечественного и импортного оборудования в различных отраслях народного хозяйства, для эксплуатации которого необходимы масла с улучшенными эксплуатационными свойствами. Масло ИГП-18 служит рабочей жидкостью в гидравлических системах станков, автоматических линий, прессов. Используют для смазывания высокоскоростных коробок передач, вариаторов, электромагнитных и зубчатых муфт, подшипниковых узлов, направляющих скольжения и качения и в других узлах и механизмах, где требуются масла с улучшенными антиокислительными и противоизносными свойствами.

Наименование показателя	Норма по ГОСТ (ТУ)
Вязкость кинематическая при 40°С, мм2/с	24-30
Кислотное число, мг КОН на 1 г масла, не более	1,0
Индекс вязкости, не менее	90
Зольность, %, не более	0,2
Содержание механических примесей	отсутствие
Содержание воды	следы
Плотность, кг/м3, не более	880 (885)
Температура застывания, °С, не выше	минус 15
Цвет на колориметре ЦНТ, единицы ЦНТ, не более	3,0
Темп. вспышки, определяемая в открытом тигле, °С, не ниже	180
Массовая доля, %:
цинка, не менее	0,04
серы, не более	1,0
Склонность к пенообразованию: стаб. пены, см3, не более:
при 24°С	50/5
при 94°С	50/5

Определение основных геометрических параметров исполнительных механизмов

Основными геометрическими параметрами исполнительных механизмов являются:

для гидроцилиндров: диаметр поршня D, диаметр штока d и ход S выходного звена;

для гидромоторов: рабочий объем qГМ.

Расчет и выбор гидроцилиндра

Расчет производится на основе заданных величин:

рабочее давление pраб ;

полезная нагрузка на гидроцилиндр FГЦ ;

рабочий ход выходного звена SГЦ ;

скорость выходного звена при прямом 1 и обратном 2 ходе, или время прямогоt1 и обратногоt2 хода.

Под рабочим давлением pраб понимают действительное давление в приводе, достаточное для преодоления исполнительными механизмами действующих на них нагрузок. Значение рабочего давления в гидроприводе устанавливают с некоторым запасом, который при необходимости может быть использован в процесс отладки оборудования. Как правило, рабочее давление несколько ниже выбранного номинального

Для предварительного расчета диаметра гидроцилиндра можно воспользоваться формулой:

,

где згц - общий КПД гидроцилиндра ( згц =0,85…0,95).

Определим рабочее давление и диаметр гидроцилиндра

pраб = 0,9pном = 0,9?10 = 9МПа = 9?Па;

= 0,152м = 152мм

Полученное расчетным путем значение диаметра гидроцилиндра D, заменяют на ближайшее большее значение из стандартного ряда. Стандартные диаметры цилиндров по ГОСТ 6540-68, мм: 5; 8; 10; 14; 16; 18; 20; 25; 28; 32; 36; 40; 45; 50; 56; 63; 70; 80; 90; 100; 110; 125; 140; 160; 180; 200; 220; 250; 280; 320; 360; 400; 500; 630; 800.

Принимаем диаметр цилиндра D = 160 мм.

По каталогу фирмы Duplomatic Oleodinamica S.p.A. (www.duplomatic.com) выбираем гидроцилиндр НС 3F-160/100 с диаметром D=220 мм, диаметром штока d = 100 мм.

или

Если же скорость или время опускания по техническом заданию не заданы, то диаметр штока выбирается конструктивно при выборе гидроцилиндра по каталогу.

По каталогу фирмы Duplomatic Oleodinamica S.p.A. (www.duplomatic.com) выбираем гидроцилиндр НС 3F-160/100 с диаметром D=160 мм, диаметром штока d = 100 мм.

Проведем расчет продольной устойчивости штока. Приложение к цилиндру чрезмерной осевой нагрузки может привести к продольному изгибу штока, т.е. потери устойчивости в осевом направлении (рис.7.3). Критическое усилие, приводящее к продольному изгибу, определяется по обобщенной формуле Эйлера

,

где E - модуль упругости (для стали E = 2,1 105 МПа = 2,1 105 106 Па);

J - момент инерции штока ( J 0,0491 d2, где d - диаметр штока, м);

l- длина нагруженного участка цилиндра, м;

л- коэффициент приведения длины, учитывающий способ монтажа цилиндра (при жестко закрепленном цил. с незакрепленным штоком л = 2).

Рисунок 7.2 - Присоединительные размеры гидроцилиндра НС 3F - 160/100

Выбранный цилиндр при полном выдвижении штока имеет длину = 1215 мм (см.рис. 1.2).

Таким образом

=172166058 Н.



Максимально допустимая величина нагрузки на шток определяется из соотношения

,

где Кзап - коэффициент запаса по прочности (Кзап = 3,5).

Тогда

= =49190302, 29Н 49,2?кН.

Поскольку Fдоп >> FГЦ , то условие устойчивости гидроцилиндра соблюдается.

Определим расход жидкости в гидроцилиндре при подъеме стрелы.

QГЦ=А?v1

где A - площадь поршня в поршневой полости (м2)

A=м2

QГЦ= 0,02? 0,0925 ?0,00185 м3/с = 111 л/мин.

Расчет и выбор гидромотора механизма поворота

При расчете гидромоторов заданными величинами являются:

рабочее давление pраб ;

нагружающий момент на валу гидромотора MКР ;

частота вращения выходного вала n.

Развиваемый гидромотором крутящий момент, Н м, рассчитывают по формуле:

,

где qГМ - рабочий объем гидромотора, см3;

ГМ - общий КПД гидромотора ( ГМ =0,8…0,93).

Отсюда

.

Рассчитаем рабочий объем гидромотора механизма поворота

.=5,9см3

По каталогу Parker «Шестеренные гидромоторы серии PGM» выбираем гидромотор PGM 511 А 0060 (стр.4 каталога) с рабочим объемом qГМ1 8,6 см3 = 0,009 л.

Рисунок 7.5 - Технические характеристики и размеры гидромотора PGM 511



Расход в гидромоторе механизма поворота

QГМ1= qГМ1nГМ1 зГМ = 9?103 ?1909,86? 0,9=15,5 л/мин.

Крутящий момент

=7,04Нм.

Расчет и выбор гидромотора грузовой лебедки

Рассчитаем рабочий объем гидромотора грузовой лебедки

м2 .

По каталогу Parker «Героторные гидромоторы серии TF / TG / TH / TK» выбираем гидромотор TF 0130 (стр.5 каталога) с рабочим объемом qГМ 2 199 см3 = 0,199 л.

Рисунок 7.7 - Технические характеристики и размеры гидромотора TF 0130

Определим расход в гидромоторе механизма поворота

QГМ 2= qГМ 2nГМ 2 зГМ = 128 ?103 ?509 ?0,9= 58,64 л/мин.

Крутящий момент

==150,1Нм.

Суммарный расход в гидросистеме при одновременной работе всех гидродвигателей

QУ = QГЦ?QГМ1?QГМ2 = 111+10,3+58,64=179,94 л/мин.

Суммарный расход больше подачи насоса,

QУ > QН ;

179,94 л/мин > 169,3 л/мин.

Поэтому для увеличения подачи насоса необходимо выбрать однотипный насос с большим рабочим объемом.

По каталогу фирмы Parker (http://www.parkerhannifin.ru) «Промышленные гидравлические насосы Т7/Т67/Т6С» (стр.6) выбираем пластинчатый одиночный насос Т7E - 062 с рабочим объемом qН = 196,7 см3.

Характеристики насоса Т7E - 062	Значение
Рабочий объем	qН	196,7 см3;
Максимальное рабочее давление	pmax	210 бар;
Максимальная частота вращения вала	nmax	2200 об/мин.
Внутренние утечки	QН	7 л/мин (24 сСт); 14 л/мин (10 сСт);
Гидромеханические потери	Nпот	2 кВт.

Пересчитаем теоретическую подачу насоса

QТ = 10-3 ?196,7?1000=196,7 л/мин,

тогда действительная подача насоса

QН = 196,7?14-182,7 л/мин.

Суммарный расход в гидросистеме меньше подачи насоса,

QУ < QН ;

179,94 л/мин < 182,7 л/мин,

Таким образом, подача насоса обеспечит движение исполнительных звеньев гидродвигателей с требуемыми скоростями.

Размещено на Allbest.ru