Основы расчета гидравлического привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство сельского хозяйства РФ

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«Смоленская государственная сельскохозяйственная академия»

Кафедра механизации

Контрольная работа

по дисциплине «Гидромашины и гидропривод с.-х. техники»

Выполнил: студент заочной формы

Рыженков А.В.

Проверил: доцент, к.т.н Осипян В.Г

Смоленск 2017



1. Основы расчета гидравлического привода

1.1 Понятие о типовом проектировании гидроприводов

насос гидропривод проектирование

Типовое проектирование выполняется с целью создания гидравлических приводов и систем гидравлической автоматики из нормализованной аппаратуры. При этом обычно ограничиваются стадией эскизного проекта. Перечень параметров, подлежащих расчету, и необходимая точность их определения устанавливаются конкретно для каждого проектируемого привода или системы.

В последнее время разработка гидроприводов все чаще выполняется с применением систем автоматизированного проектирования (САПР), обеспечивающих не только определение, но и оптимизацию параметров привода.

1.2 Предварительный расчет основных параметров гидропривода

Приступая к расчету гидравлического привода или системы, необходимо предварительно оценить величину и пределы изменения основных параметров: рабочего давления и расхода жидкости, а также мощности привода, его КПД, ориентировочных размеров двигателей и др. Наличие этих данных позволяет избежать ошибок на начальной стадии расчетов и проектирования.

Обычно некоторыми параметрами (например, давлением рабочей жидкости) задаются, используя рекомендации, полученные по результатам эксплуатации гидроприводов в машиностроении, а остальные параметры получают расчетом.

Давление жидкости при работе станочных гидроприводов может изменяться в пределах от 0,1 до 32 МПа, однако чаще всего используются давления от 1,5 до 6,3 МПа, на которые рассчитана большая часть нормализованной гидроаппаратуры, машин и устройств.

Различают приводы низкого (до ), среднего и высокого давлений.

Первые применяются главным образом в станках для чистовой обработки (шлифовальных, расточных и т.п.), где действуют незначительные нагрузки и требуется низкий уровень колебаний давления. Приводы среднего давления мощностью до десяти киловатт применяются наиболее часто, обеспечивая высокие жесткость и точность. Одно из их преимуществ - возможность использования дешевых пластинчатых насосов. Приводы высокого давления на базе поршневых насосов применяют главным образом в мощных протяжных и строгальных станках, они позволяют получить большую выходную мощность при ограниченных размерах двигателей.

В машиностроительных гидроприводах поступательного движения давление масла на выходе из насоса назначают в зависимости от величины максимального тягового усилия цилиндра в следующих пределах:

при принимают ;

при принимают ;

при принимают ;

при принимают .

Учитывая, что потери давления в приводе могут достигать от (в гидроприводах низкого давления, например шлифовальных ставков, до ), ориентировочно определяют максимальное рабочее давление масла в цилиндре:

.

В зависимости от типа станка, максимальное давление масла может соответствовать переходным режимам (например, реверс стола в шлифовальных станках) или процессу резаная (в строгальных, долбёжных, протяжных станках). Поэтому выбор диаметра цилиндра, для принятого максимального рабочего давления жидкости, должен производиться на основе анализа величин нагрузок в различных элементах цикла при прямом и обратной ходе рабочего органа машины. Тяговое усилие цилиндра в динамических режимах определяется силами сопротивления и инерционными нагрузками. В металлорежущих станках инерционные нагрузки, действующие при разгоне и торможении, чаще всего не совпадают по времени с действием силы резания и при типовом расчете в ряде случаев могут не учитываться.

Рабочая площадь поршня цилиндра ориентировочно может быть определена из условия равновесия движущих сил и сил сопротивления:

,

откуда

,

где - для бесштоковой полости;

- для штоковой полости;

- соответственно диаметры поршня и штока цилиндра.

В машиностроении рекомендуются следующие соотношения диаметров штока и поршня в зависимости от рабочего давления жидкости:

при принимают ;

при принимают ;

при принимают .

Кроме того, следует помнить, что путем подбора диаметров штока и поршня обеспечивают необходимое соотношение скоростей прямого и обратного хода одноштокового цилиндра при постоянном расходе масла:

.

Расчетные значения D и d следует округлить до ближайших больших значений из нормального ряда по ГОСТ 12447-80 (табл.1).

Таблица 1 Нормальные диаметры поршней и штоков гидравлических цилиндров

Числовые значения параметров, м
0,010	0,012	(0,014)	0,016	(0,018)	0,020
(0,022)	0,025	(0,028)	0,032	(0,036)	0,040
(0,045)	0,050	(0,056)	0,063	(0,070)	0,080
(0,090)	0,100	(0,110)	0,125	(0,140)	0,160
(0,180)	0,200	(0,220)	0,250	(0,280)	и т.д.

В скобках приведены значения дополнительного ряда, не являющиеся предпочтительными.

Ход поршня гидроцилиндра выбирают по ГОСТ 6540-68 (табл. 2) несколько больше, чем максимальное заданное перемещение рабочего органа станка.

Таблица 2 Ход поршня (плунжера) цилиндра

Числовые значения параметров, м
0,016	0,020	0,025	0,032	0,040	0,050	(0,056)	0,063
(0,070)	0,080	(0,090)	0,100	(0,110)	0,125	(0,140)	0,160
(0,180)	0,200	(0,220)	0,250	(0,280)	0,320	(0,360)	0,400
(0,450)	0,500	(0,560)	0,630	(0,710)	0,800	(0,900)	1,000
(1,120)	1,250	(1,400)	1,600	(1,800)	2,000	(2,240)	2,500

Полученные геометрические параметры позволяют выбрать нормализованный или спроектировать, при необходимости, оригинальный цилиндр.

В приводах вращательного движения обычно используют нерегулируемые аксиально-поршневые и пластинчатые, а в тяжело нагруженных приводах - радиально-поршневые гидравлические моторы.

Основным параметром, определяющим типоразмер гидравлического мотора, является его рабочий объем , который при заданном максимальном вращающем моменте и принятом рабочем давлении может быть ориентировочно определен по формуле

где ,

- номинальное давление масла на входе для выбранного типа мотора.

Расчетное значение округляют до ближайшего большего из нормального ряда по ГОСТ 13824-80 (табл. 2.7.3) и используют для выбора стандартного мотора.



Таблица 3 Номинальные рабочие объёмы насосов и моторов

Числовые значения параметров,
3,2	4	5	6,3	8	10
(11,2)	12,5	(14)	16	(18)	20
(22,4)	25	(28)	32	(36)	40
(45)	50	(56)	63	(71)	80
(90)	100	(112)	125	(140)	160
(180)	200	(224)	250	(280)	и т.д.

Иногда при типовом проектировании гидроприводов решается обратная задача.

При этом из конструктивных соображений или по требованию заказчика выбирают или назначают конкретный типоразмер гидравлического двигателя и по известным его параметрам, используя зависимости и , определяют необходимое рабочее давление:

для приводов с цилиндрами

для приводов с моторами

Анализ этих зависимостей показывает, что при постоянных геометрических параметрах двигателей давление масла в их рабочих камерах зависит от нагрузки и на различных переходах цикла может существенно отличаться по величине, но не превышает давления настройки предохранительного клапана.

По заданной скорости движения выходного звена цилиндра и его геометрическим параметрам ориентировочно определяют необходимый расход жидкости

,

при этом максимальная производительность насоса используется обычно для обеспечения скорости быстрых перемещений, а рабочая подача исполнительных органов станка требует меньшего расхода жидкости.

Для гидравлических приводов с мотором

,

где , - заданные значения угловой скорости и частоты вращения вала мотора.

Для приводов с дроссельным регулированием скорости исполнительных двигателей, работающих по заданному циклу, рекомендуется определять расход масла для каждого перехода.

Максимальное из полученных значений используется для выбора насоса, причем производительность насоса должна несколько превышать максимальный расход, определенный по формулам , что позволяет частично скомпенсировать влияние внутренних утечек на характеристики привода и обеспечивает постоянную работу предохранительного переливного клапана.

Полезная мощность , которую двигатель сообщает рабочему органу станка, может быть определена по формулам:

для цилиндра



для мотора

или ориентировочно для любого типа гидравлического двигателя

где - усилие на поршне;

- скорость движения поршня;

- момент на валу мотора;

- угловая скорость и частота вращения вала мотора;

- рабочее давление и расход масла через гидравлический двигатель в один и тот же момент времени.

Потребляемая насосом мощность при дроссельном способе регулирования скорости всегда, независимо от нагрузки на двигателе, максимальна и постоянна:

,

где - максимальное давление масла на выходе из насоса;

- максимальная производительность насоса.

По потребляемой мощности выбирается приводной электродвигатель насосной станции.

Коэффициент полезного действия (КПД) гидропривода



или

где - КПД привода на -ом переходе цикла работы длительностью ; ;

- общее время, цикла работы привода;

- число переходов (элементов) цикла.

Если проектируемый гидропривод работает по определенному циклу, то предварительный расчет его основных параметров следует выполнить для каждого элемента цикла отдельно.

Анализ результатов таких расчетов может привести к возврату на этап схемного проектирования и внесению изменений в принципиальную схему привода с целью, например, улучшения его энергетических характеристик, то есть повышения КПД.

При значительных различиях давлений и расходов на разных переходах цикла можно использовать питание привода от двух и более насосов, предусмотрев их работу через разделительную панель, либо использовать вспомогательный источник питания - гидравлический аккумулятор.

1.3 Предварительный выбор нормализованной аппаратуры и устройств гидропривода

Исходные данные для выбора нормализованной аппаратуры и устройств проектируемого гидропривода содержатся в принципиальной схеме и результатах предварительных расчетов.

Наиболее важными элементами, с точки зрения эксплуатации приводов, являются гидравлические двигатели. Именно характеристики двигателей определяют технические и эксплуатационные параметры станка в целом.

Выбор цилиндра осуществляется в зависимости от его назначения (зажимной, цилиндр подачи и т.п.), типа (поршневой, плунжерный и т.п.), исполнения (с односторонним или двусторонним штоком), способа крепления на станке (с помощью фланцев, с помощью кронштейнов, с помощью фланцев и кронштейнов и др.), точности изготовления, способа торможения поршня в конце хода и других требований, оговоренных в техническом задании на проектирование привода.

Типоразмер цилиндра определяют по его геометрическим размерам, основными из которых являются диаметры поршня и штока, а также ход поршня в цилиндре. В некоторых случаях принимают во внимание габаритные размеры и массу цилиндра.

Номинальные параметры (расход, давление, скорость перемещения, усилие на штоке) выбранного цилиндра не должны быть меньше расчетных или заданных значений для рассматриваемого привода.

Величина силы трения в уплотнениях цилиндра может быть определена по его рабочей площади и давлению страгивания или холостого хода, приведенному в паспортных данных.

В случае использования оригинального цилиндра необходимо провести его испытания с целью определения основных параметров. Полученные в результате испытаний параметры сравнивают с заданными и принимают решение о возможности использования цилиндра в проектируемом приводе.

В станочных гидроприводах вращательного движения, в том числе в приводах вращения ходовых винтов, преимущественно используют нерегулируемые аксиально-поршневые и пластинчатые моторы.

Выбор конкретной модели гидравлического мотора можно произвести по рассчитанному рабочему объему . При этом номинальные параметры (расход, давление, частота вращения, момент на валу, полезная мощность) выбранного мотора не должны быть меньше расчетных или заданных значений. Следует также отметить, что при работе моторов с частотой вращения больше номинальной разность между давлениями на входе и выходе необходимо уменьшить с таким расчетом, чтобы мощность не превышала номинальной.

Выбор насоса производится по максимальным значениям расхода, определенного по формулам и давления , назначенного в зависимости от величины максимального тягового усилия цилиндра или вращающего момента мотора.

Мощность приводного электродвигателя должна несколько превышать номинальную мощность насоса, определенную по формуле или соответствующую выбранной модели насоса, а частота вращения вала электродвигателя должна соответствовать рекомендованной частоте вращения вала насоса.

При выборе регулирующей и направляющей аппаратуры необходимо учитывать место и способ установки каждого устройства в приводе, а также максимальные значения параметров потока проходящей через них жидкости. Для этого используют описание работы привода и результаты предварительных расчетов для каждого элемента цикла.

При последовательном соединении аппараты и устройства выбираются, как правило, по максимальному расходу масла через них, а при параллельном - по части максимального расхода, определяемой настройкой аппарата или его пропускной способностью. Так, например при параллельном включении дросселя и обратного клапана максимальный расход масла через дроссель определится из условия обеспечения максимальной рабочей подачи исполнительного органа станка, а максимальный расход через обратный клапан - из условия обеспечения скорости быстрых перемещении. Поэтому эти аппараты могут иметь разные диаметры условного прохода, а, следовательно, и разные типоразмеры.

Давление масла в аппаратах, установленных в сливных линиях привода, может существенно отличаться от рабочего давления в напорном трубопроводе, что позволяет использовать "на сливе" аппаратуру с меньшими максимальными допустимыми давлениями.

Как показывает опыт эксплуатации гидравлических приводов, наилучшие значения статических характеристик достигаются при работе аппаратов с настроенными параметрами, составляющими 3/4 от максимальных паспортных значении.

1.4 Выбор рабочей жидкости

Наиболее подходящей рабочей жидкостью для станочных гидроприводов является минеральное масло на нефтяной основе. В настоящее время рекомендуется к применению несколько групп масел.

Масла типа И-12А, И-20A, И-30А, И-40А и И-50А изготовляются без присадок (группа ) и рекомендуются для использования только в гидроприводах и системах, к которым не предъявляются высокие требования по надежности.

Масла типа ИГП-18, ИГП-30, ИГП-38, ИГП-49 и ВНИИ НП-403 (группа ) содержат антикоррозийные, антиокислительные, противоизносные и противопенные присадки и являются основным типом рабочей жидкости в гидравлических приводах и системах станков различного назначения.

Масла ИГНСп-20 и ИГНСп-40 образуют группу и получаются из масел группы добавлением присадок, обеспечивающих плавность скольжения (предотвращают прерывистое движение). Их применение допускается в станках, в которых рабочая жидкость привода одновременно используется для смазывания направляющих.

В приводах, работающих при температуре масла свыше 60°С при давлении до , применяют турбинные масла Тп-22, Тп-30 и Тп-46 с антиокислительной, противокоррозионной и противопенной присадками.

Основным параметром, по которому производится выбор рабочей жидкости для проектируемого привода, является коэффициент кинематической вязкости.

Выбор оптимальной вязкости масла для приводов станков представляет известные трудности, так как при этом приходится учитывать противоречивые требования. При недостаточной вязкости жидкость не удерживается на нагруженных несущих поверхностях гидравлических машин и устройств, в результате чего может возникнуть их преждевременный износ. Кроме того, малая вязкость жидкости способствует увеличению внутренних утечек в системе и ускорению окисления масла. При слишком большой вязкости рабочей жидкости увеличивается мощность, необходимая на преодоление трения, ухудшается всасывающая способность насосов, возможно нарушение теплового режима работы привода и возникновение кавитации, ухудшается фильтрация.

Один из способов выбора оптимальной вязкости рабочей жидкости для проектируемого привода приведен в разделе 1.1 учебника.

В станочных гидроприводах эксплуатируют масла с коэффициентами кинематической вязкости в рабочем диапазоне температур 30... 60°С.

Рекомендуется при давлении масла на выходе из насоса и высоких скоростях движения выходного звена привода использовать масла с коэффициентами вязкости , при и средних скоростях рабочего органа станка - масла с коэффициентами вязкости , при в тихоходных приводах - масла с коэффициентами вязкости .

Меньшие значения коэффициентов вязкости в каждом диапазоне выбирают для приводов с моторами, большие - для приводов с цилиндрами.

1.5 Типовой расчет гидравлических линий привода

Основным требованием к гидравлическим линиям является обеспечение минимального гидравлического сопротивления и прочность конструкции.

При проектировании гидравлических приводов и систем технологического оборудования типовой расчет гидравлических линий обычно включает в себя:

- определение (выбор) скорости течения жидкости на различных участках привода;

- расчет внутреннего диаметра , толщины стенок трубопровода и выбор диаметра условного прохода стандартной трубы;

- определение потерь давления на участках привода.

Следует отметить, что суммарные потери давления определяют отдельно для всасывающей, сливной и напорной линий проектируемого привода. Это необходимо для последующих вычислений.

Опыт проектирования показывает, что потери на местных сопротивлениях, особенно в аппаратах, являются преобладающими.



1.6 Определение максимального давления жидкости на выходе из насоса

На данном этапе расчета необходимо уточнить значения максимального тягового усилия или максимального вращающего момента на выходном звенегидравлического двигателя, для чего следует определить и учесть в дальнейшем силу или момент сопротивления, создаваемые давлением масла в сливных полостях двигателя:

для цилиндра

для мотора

,

где - давление в сливных полостях двигателя, которое, если специально не предусматривается создание заданной величины противодавления, определяется суммарными потерями давления в сливной линии привода.

Максимальное давление жидкости на выходе из насоса должно обеспечить давление в напорной полости гидравлического двигателя, необходимое для создания максимального тягового усилия или максимального вращающего момента на выходном звене, и скомпенсировать суммарные потери давления в напорной линии привода

,

где давление может быть определено по формулам для нормализованных значений основных геометрических параметров двигателей и уточненных значений и .

При эксплуатации гидропривода возможно повышение давления рабочей жидкости, которое может привести к нарушению работоспособности уплотнений или даже к разрушению элементов привода.

Аварийное повышение давления может быть вызвано силами двух видов:

- статическими нагрузками на рабочем органе станка, превышающими допустимые;

- динамическими нагрузками, вызванными силами инерции, возникающими при быстром разгоне или резком торможении гидравлического двигателя.

Для защиты гидропривода от перегрузок между напорной и сливной линиями, обычно сразу за насосом, устанавливают предохранительный клапан, который открывается при предельно допустимом давлении и соединяет эти линии, благодаря чему подаваемая насосом в систему жидкость полностью или частично сливается в бак.

Давление настройки предохранительного клапана превышает расчетное максимальное давление масла на выходе из насоса на 10...15 %,

,



что обеспечивает необходимый запас мощности привода. При этом меньший запас устанавливается для приводов среднего и высокого давления и больший - для приводов низкого давления.

Естественно, что давление не должно превышать максимально допустимое для данного насоса давление жидкости, указанное в его технических характеристиках

1.7 Определение производительности насоса

В типовом расчете определение расходов масла в отдельные элементы цикла работы станка, производится с учетом внутренних утечек в гидравлических машинах и аппаратах привода.

Внутренние утечки возникают в результате течения рабочей жидкости из полостей и каналов с высоким давлением в полости и каналы с низким давлением через зазоры внутри гидравлических аппаратов и устройств. При известных геометрических размерах сопрягаемых деталей утечки могут быть определены расчетом в зависимости от формы уплотняющей щели .

В приводах с дроссельным регулированием скорости двигателя насос обычно работает с постоянным давлением масла на выходе, определяемым величиной давления настройки предохранительного клапана. Это условие выполняется при постоянной работе клапана, то есть при постоянном расходе масла через него (режим перелива). Максимальная величина расхода жидкости через клапан принимается в пределах

Расход жидкости, создаваемый насосом в напорной линии привода на своем пути к двигателю уменьшается вследствие утечек в аппаратах, имеющих напорные и сливные полости, а также дренажные линии, например в распределителях, редукционных клапанах и т.п.

Потери расхода на одном аппарате определяются зависимостью

где - коэффициент утечек;

- разность давлений масла на входе и выходе аппарата.

По данной формуле рассчитывают утечки в устройствах, для которых известен коэффициент , который обычно определяют экспериментально.

Для нормализованной аппаратуры, используемой при типовом проектировании гидроприводов, утечки указываются в технических характеристиках устройств.

В аппаратах, работающих на проход (фильтры, дроссели, обратные клапаны и т.п.) и не имеющих сливных и дренажных линий, утечки обычно не учитывают.

Таким образом, производительность насоса должна обеспечить расход жидкости через двигатель, необходимый для обеспечения максимальной заданной скорости рабочего органа станка и определяемый по формулам (2.7.6) или (2.7.7), и скомпенсировать влияние внутренних утечек масла

или, с учетом известных рабочих характеристик выбранных предварительно гидравлических машин,



,

где - суммарные утечки жидкости в аппаратах, установленных в напорной линии или на участках, соединяющих ее со сливной линией.

Для приводов, обеспечивающих зажим, фиксацию, поворот револьверных головок, переключение зубчатых колес и другие вспомогательные движения на станке, производительность насоса определяется исходя из заданного времени срабатывания механизма (обычно не более двух-пяти секунд) и геометрических параметров двигателей:

для цилиндра

,

для мотора

,

где - ход поршня;

- угол поворота вала;

- время срабатывания двигателя.

Если от одного насоса последовательно работают несколько двигателей, необходимый расход жидкости определяется отдельно для каждого двигателя, и затем выбирается наибольший. Если двигатели работают параллельно, то производительность насоса выбирается по наибольшему суммарному расходу всех двигателей.

Если максимальная производительность насоса используется только короткое время, то для повышения КПД привода можно применить дополнительный источник питания - аккумулятор, полезный объем которого определяют по формуле

,

где - дополнительный расход жидкости, который должен выдать аккумулятор для работы двигателя в течение времени .

В станочных гидроприводах используют пневмогидравлические аккумуляторы с полезным объемом, не превышающим обычно .

1.8 Выбор электродвигателя насосной станции

В машиностроении в качестве двигателей для насосов обычно используют трехфазные асинхронные электродвигатели. Отдельные типы насосов комплектуется приводным электродвигателем непосредственно на заводе-изготовителе, для других насосов приводные двигатели надо выбирать.

Для правильного выбора электродвигателя насосной станции необходимо из различных режимов, выражаемых механической характеристикой двигателя, установить режим работы исходя из характера действия нагрузки на рабочем органе проектируемого привода.

С этой точки зрения можно выделять три наиболее часто встречающихся режима работы гидроприводов:

- продолжительный - работа с постоянной нагрузкой в течение длительного времени; повторяется часто после коротких перерывов;

- кратковременный - работа с кратковременным действием пиковой нагрузки, при этом время работы вхолостую или со значительно меньшей нагрузкой, а также время остановок, несоизмеримо больше времени работы под нагрузкой;

- повторно-кратковременный - работа с повторно-кратковременной нагрузкой, то есть с чередованием соизмеримых по времени периодов нагрузки и работы вхолостую.

Двигатель привода при продолжительном режиме работы следует выбирать по моменту, определяемому максимальной производительностью при максимальном давлении масла на выходе насоса.

Мощность электродвигателя

где - номинальный момент на валу электродвигателя;

- номинальная частота вращения вала двигателя;

- коэффициент запаса, обычно ;

- КПД насоса.

При кратковременном действии нагрузки электродвигатель можно выбирать по перегрузочному режиму, заключающемуся в увеличении момента двигателя относительно номинального.

Момент на валу электродвигателя

где ;

- соответственно производительность, давление масла на выходе и КПД насоса в перегрузочном режиме работы;

- частота вращения вала двигателя в перегрузочном режиме.

Двигатель выбирают по перегрузочному моменту с проверкой по номинальному моменту . Если номинальный момент насоса превышает номинальный момент электродвигателя, двигатель следует выбирать по номинальному моменту на валу насоса.

Гидроприводы станков чаще всего работают в повторно-кратковременном режиме, при этом время цикла, как правило, не превышает десяти минут. В этих условиях электродвигатель привода насоса выбирается по эквивалентной мощности, с проверкой по номинальной мощности

где - мощность на отдельных переходах цикла;

- длительность перехода цикла.

В каждом из переходов цикла мощность не должна превышать максимально допустимого значения для выбранного типа электродвигателя

1.9 Тепловой расчет гидравлического привода

В процессе работы станка лишь часть потребляемой насосом мощности затрачивается в конечном итоге на преодоление полезной нагрузки. Остальная мощность расходуется на преодоление различного рода сопротивлений в гидроприводе и механизмах станка и превращается в теплоту, поглощаемую преимущественно маслом, что вызывает его нагрев и нежелательное уменьшение вязкости. Ограничение нагрева масла в гидроприводе при использовании нерегулируемых насосов может быть достигнуто:

- рациональным построением схемы привода, предусматривающим выбор насосов минимально необходимой производительности с обеспечением их разгрузки на бак при перерывах в работе привода;

- выбором достаточного объема масла в баке;

- принудительным охлаждением жидкости в баке с помощью теплообменников.

Потери мощности в гидроприводе, являющиеся причиной разогрева масла, могут быть определены по формуле

где - мощность, потребляемая насосом в каждом переходе цикла работы станка; и - соответственно давление и расход масла, требующиеся для работы привода в каждом переходе цикла; - время каждого перехода.

Для нерегулируемого насоса, работающего при постоянном давлении,

,

где - КПД насоса.

При пассивном охлаждении жидкости поглощенная маслом теплота должна отдаваться в окружающую среду через поверхности стенок бака.

Превышение установившейся температуры масла в баке над температурой окружающей среды

,

где - общая площадь стенок бака;

- коэффициент теплопередачи от стенок бака окружающему воздуху:

- для бака, расположенного в нише или вблизи стен в помещении ;

- для баков, расположенных на открытых местах при отсутствии интенсивной циркуляции воздуха вблизи стенок ;

- при обдуве стенок бака воздухом от вентилятора .

Для улучшения теплопередачи рекомендуется выполнять наружные стенки бака с внешними ребрами, значительно увеличивающими площадь F.

Из выражения (2.7.27) можно определить расчетную, площадь поверхности бака при заданной величине (в станочных гидроприводах обычно принимают )

.

Площадь поверхности бака связана с его объемом зависимостью

,

где - коэффициент, зависящий от отношения сторон бака; при соотношениях сторон в пределах от 1:1:1 до 1:2:3 принимают .

Необходимый для поддержания устойчивого теплового баланса объем масла в баке

.

При проектировании промышленных гидроприводов рекомендуется объем масла в баке насосной станции ориентировочно определять из условия обеспечения 120...180 секундной подачи насоса

.

Полученные расчетные объемы и должны быть округлены до ближайших больших значений из нормального ряда по ГОСТ 12448-80 .(табл.4.)

Таблица 4 Номинальные вместимости гидравлических емкостей

Числовые значения параметров,
0,010	0,016	0,025	0,040	0,063	0,100	0,125	0,160
0,200	0,250	0,320	0,400	0,500	0,630	0,800	1,000

Если значение существенно превышает значение , в насосной станции привода необходима установка теплообменника.

Применение воздушных или водяных теплообменников позволяет значительно уменьшить объем бака за счет увеличения теплопередачи с поверхности воздушно-масляного радиатора или водяного змеевика в семь-десять раз.

В станочных гидроприводах обычно применяют воздушные теплообменники (воздушно-масляные радиаторы), которые характеризуются следующими параметрами: мощность , рассеиваемая теплообменником в окружающую среду; максимальный расход масла через теплообменник; превышение температуры масла в баке над температурой окружающей среды; максимальное давление масла на входе в воздушный теплообменник (обычно не более ).

1.10 Проверочный расчет гидропривода

Типовое проектирование накладывает на процесс создания гидравлического привода ограничения, заключающиеся в первую очередь в том, что конструктор вынужден использовать имеющийся набор стандартных и нормализованных машин, аппаратов и устройств, выбор которых производится в значительной мере приближенно, с округлением значений технических параметров в ту или другую сторону.

Совпадение расчетных значений и фактических параметров элементов привода случается крайне редко.

Поэтому, завершая проектирование гидропривода, необходимо провести проверочный расчет, цель которого - установить действительные значения параметров, определяющих технические характеристики машины.

Обычно проверяют выходные параметры привода:

максимальное усилие на штоке цилиндра и возможные скорости его перемещения,

вращающий момент на валу мотора и частоты его вращения.

Могут быть уточнены действительные значения и других параметров гидропривода.

Расхождение между заданными и действительными параметрами определяют по формуле

Размещено на Allbest.ru

...