Студопедия Главная Случайная страница Обратная связь

Разделы: Автомобили Астрономия Биология География Дом и сад Другие языки Другое Информатика История Культура Литература Логика Математика Медицина Металлургия Механика Образование Охрана труда Педагогика Политика Право Психология Религия Риторика Социология Спорт Строительство Технология Туризм Физика Философия Финансы Химия Черчение Экология Экономика Электроника

Рабочие жидкости для гидросистем машин лесной промышленности




 

Жидкость в гидроприводе предназначена для передачи энергии и для надежной смазки его подвижных элементов. Жидкость подвергается воздействию в широких пределах давлений, скоростей и температур. 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 рабочей жидкости от ее температуры


 

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:

Крайний Север и Якутия от - 50 до + 30 °С;

Западная и Восточная Сибирь от - 40 до + 30 °С;

Южные районы страны от - 20 до + 40 °С.

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

  Марка рабочей жидкости   Плотность, кг/м3 Вязкость, 10-6м2/с (сСт), при температуре °С Температура застывания*, °С Температур- ные пределы применения, °С
+50 +20 -20 -50
Индустриальное, И-12А (ГОСТ 20799-88)         -     -   -15   от -5 до + 60
Индустриальное, И-20А (ГОСТ 20799-88)         -   -   -   -15   от -5 до + 90
Индустриальное, И-30А (ГОСТ 20799-88)         -   -   -   -15   от +5 до + 60

 

Окончание таблицы 2.1

Индустриальное, И-40А (ГОСТ 20799-88)         -   -   -   -15   от +5 до + 60
Веретенное АУ (ГОСТ 1642-75) -45 от -30 до + 60
Трансформаторное (ГОСТ 982-56) - -45 от -35 до + 53
Авиасмесь АМГ-10 (ГОСТ 6794-75)               -70   от -50 до + 60
Смесь ГМ-50 (ВТУ) 8,6 - -60 от -55 до + 55
Турбинное Т-22 (ГОСТ 32-53) - - - -15 от 0 до + 50
Турбинное Т-22 (ГОСТ 32-53) - - - -15 от 0 до + 50
Турбинное Т-30 (ГОСТ 32-53) - - - -10 от +10 до + 50
Дизельное Дп-8 (ТУ МИП 457-53) 49,5 - - - -25 от +10 до + 100
Дизельное Дп-8 (ТУ МИП 457-53) - - - -15 от +0 до + 100
ВМГЗ (ТУ 38-101- 479-74) - - - -60 от -40 до + 35
МГ-20 (ТУ 38-1-01-50-70) - - - -40 от -15 до + 50
МГ-30 (ТУ 38-1-01-50-70) - - - -35 от -10 до + 60
М-10В2 (ГОСТ 8581-78) - - - -15 от -10 до + 90
М-8В2 (ГОСТ 8581-78) - - - -25 от -20 до + 50
ИС-20 (ГОСТ 20799-88) - - - -15 от -10 до + 60
ИС-30 (ГОСТ 20799-88) - - - -45 от -10 до + 60

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]:

 

при F = (10 ÷ 20) кН P £ 1,5 МПа;

при F = (20 ÷ 30) кН P £ 3,5 МПа;

при F = (30 ÷ 50) кН P £ 5 МПа;

при F = (50 ÷ 00) кН P £ 6,4 МПа.

 

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

 

при F £ 10 кН P £ 5 МПа;

при F = (12 ÷ 30) кН P = 6 ÷ 7 МПа;

при F = (30 ÷ 60) кН P = 8 ÷ 10 МПа;

при F = (60 ÷ 100) кН P = 12 ÷ 15 МПа;

при F > 100 кН P = 16 ÷ 20 МПа.

 

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 12445-80 (СТ СЭВ 518-77) приведен ниже :

 

0,1 0,16 0,25 0,4 0,63
1,0 1,6 2,5 4,0 6,3
12,5

 

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, 16 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 гидродвигателемназывается 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

жидкости; ж – мембранный; з – сдвоенный

 

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

 

Общая схема устройства гидроцилиндра представлена на 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

 

Основными параметрами гидроцилиндров определенными 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 φ:

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

- с нормальным диаметром штока φ = 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

Тип гидроцилиндра Конструктивные особенности Обозначение в схемах
  Одностороннего действия Без указания способа возврата поршня со штоком
  Возврат поршня со штоком пружиной
  Плунжерный
  Телескопический
  Двухстороннего действия   С односторонним штоком
  С двухсторонним штоком
Телескопический двухстороннего действия
    Гидроцилиндр с демпфером Гидроцилиндр с демпфером двухсторонний
Гидроцилиндр с демпфером односторонний
  Гидроцилиндр с регулируемым торможением   С одной стороны
  С двух сторон
Гидроцилиндр двухкамерный   Гидроцилиндр двухстороннего действия

 

Технические параметры гидроцилиндров различных отраслей представлены в таблице 2.3.


    Марка гидроцилиндра Давление, МПа Моторесурс, ч КПД Усилие, кН Ход штока, мм Диаметр цилиндра, мм Диаметр штока, мм     Тип уплотнений   Тип рекомендованной рабочей жидкости
номинальное максимальное толкающее тянущее
    Ц-55-101-0001         17,5         0,91     33,2     23,3   2001           Резиновые кольца М-10-Г2, M-10- В2, М-8-Г2 М-8-В2
    Ц-75-1Ш-001А         17,5         0,91           2001           Резиновые кольца М-10-Г2, М-10-В2, М-8-Г2, М-8-В2
  151.40.040.3А         0,80     37,5       Резиновые кольца И-20А (ГОСТ 20799-75)
    Ц-90-121-2001А         17,5         0,91                       Резиновые кольца М-10-Г2, М-10-В2(ГОСТ 8581-78)
Ц-90М 17,5 0,91 Резиновые кольца М-Ю-Г2, M-10- В2
ЦП0-1414001А 17,5 0,91 Резиновые кольца М-10-Г2,
    18-26-270                 0,93     125,8                 Резиновые манжеты, шевроны, кольца   М-100-Г2, М-10-В2
Ц110А-1414001 0,91 Резиновые кольца М-10-Г2, М-10-В2
  Ц125.250.160.001- I                 0,92                       Резиновые кольца М-10-Г2, М-10-В2, М-8-Г2, М-8-В2
    Ц125.250.160.001-П                 0,92                       Резиновые кольца М-10-Г2, М-10-В2, М-8-Г2, М-8-В2
Ц700А.34.29.000 0,91 171,1 Резиновые кольца М-8-В2
Ц125.1000.160.011 с клапанной разгрузкой         0,91   196,1         Манжеты, шевроны, кольца   -
Ц140х1250-33 с клапанной разгрузкой         0,91           Манжеты, шевроны, кольца   -
Ц160x1400-33 с клапанной разгрузкой         0,91           Манжеты, шевроны, кольца   -

 

 

 

Таблица 2.3 – Гидроцилиндры общетехнического назначения

 

-3

 

 

-3


 

Окончание таблицы 2.3

  Ц160x1400-33         0,91           Манжеты, шевроны, кольца   -
  Ц-40х160-11         0,96   20,1   15,0       Манжеты, шевроны, кольца   -
  Ц-63x800.160.001         0,93   49,8   36,9       Манжеты, резиновые кольца   -
Ц100x100x3 0,96 125,6 101,8 Резиновые кольца -
Ц80x200x24 0,92 80,3 60,2 Резиновые кольца -
Ц100.110.160.001 0,92 125,6 101,8 Резиновые кольца -
Ц10Б-141.4001 17,5 0,94 133,0 106,0 Резиновые кольца -
Ц125x200x11 0,92 196,2 164,8 Резиновые кольца -
Ц125x200-21 0,92 196,2 164,8 Резиновые кольца -
Ц125х200-24 0,92 196,2 164,8 Резиновые кольца -
Ц125.400.160.001 0,96 196,2 164,4 Резиновые кольца -
    Ц140.710.160.001         17,5         0,93     215,4     161,5             Резиновые манжеты, шевроны, кольца     -
    Ц75х110-2         17,5         0,92                     Резиновые манжеты, шевроны, кольца     -
    Ц100х200-2         17,5         0,92     109,9                 Резиновые манжеты, шевроны, кольца     -
    Ц100x200-3                 0,92                     Резиновые манжеты, шевроны, кольца     -

 

Техническая характеристика гидроцилиндров, применяемых в машинах лесной промышленности, приведена в таблице 2.4 [4].


 

Таблица 2.4 – Техническая характеристика гидроцилиндров, применяемых в машинах лесной промышленности

Марка машины Марка гидроцилиндра Тип цилиндра, назначение Ход поршня, мм Диаметр цилиндра, мм Диаметр штока, мм Рабочее давление, МПа
  ЛО-15А 1.16.IV-125×63×90 Гидроцилиндр стрелы 16,0
1.16.IV-125×63×90 Гидроцилиндр рукояти 16,0
1.15.0V-80×50×250 Гидроцилиндр упоров 16,0
1.16.0V-80×50×320 Гидроцилиндр захвата 16,0
    1.15.0V-80×50×320 Гидроцилиндры: надвигания пилы, сброса на пилу, сброса от пилы, ролика                 16,0
  ЛП-18Г 1.16.0V-100×63×320 Гидроцилиндр толкателя 14,0
1.16.IV-125×80×160 Гидроцилиндр захвата 14,0
1.16.IV-125×80×630 Гидроцилиндр стрелы 14,0
1.16.IV-125×80×1000 Гидроцилиндр рукояти 14,0
1.16.0V-100×63×160 14,0
1.16.IV-125×80×630 Гидроцилиндр зажима коника 14,0
ПЛ-2 ПЛ-2-08-600СБ Гидроцилиндр механизма захвата 12,5
  ПЛ-3 П-2-03-00 Гидроцилиндр коромысла 12,5
П-2-08-00 Гидроцилиндр стрелы 12,5
  ЛП-33А ЛП-33А.19.050-С1 Гидроцилиндр наклона стрелы 15+1
ЛП-33А.19.050 Гидроцилиндр поворота стрелы 12+1
ЛП-33А.04.100 или Л16-0V-100×63×320 Гидроцилиндр головки сучкорезной 12+1
-
ЛП-33А.04.100 или 1.16-0V-100×63×320 Гидроцилиндр головки приемной
-
  ЛТ-65 - Гидроцилиндр захвата -
- Гидроцилиндр поворота стрелы -
- Гидроцилиндр поворота основания -
ЛП-19А 4121А.23.00.000 Гидроцилиндр рукояти и стойки захвата -

 

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 6540-68 (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 j) для определения диаметра штока (ГОСТ 6540-68).

Заводы-изготовители гидроцилиндров общетехнического назначения, а также некоторые отрасли производят гидроцилиндры двух типов: с нормальным диаметром штока (j=1,33) и с увеличенным (j=1,6). Выбор соотношения диаметров штока и цилиндров, таким образом, является произвольным (в пределах рекомендуемых значений j) 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 возвратно- поворотным движением выходного звена.

 

Рисунок 2.5 – Поворотный однолопастной гидроцилиндр:

а – схема; б – общий вид


 

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 PPв 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)

M= F× a. (2.1)

 

Усилие F определяется произведением действующего на лопасть перепада давлений на рабочую площадь пластины S

 

F = ΔPS = (PР – PСЛ) S. (2.2)

 

Из рисунка 2.5, а видно, что рабочая площадь пластины

 

S= D- d× b, (2.3)

где b – ширина пластины.

 

Плечо приложения силы

 

a= D - D - d = D + d . (2.4)

2 4 4

 

В соответствии с этим расчетный крутящий момент

 

M = ΔPb(D2- d2). (2.5)

 

Угловая скорость вращения вала

 


ω= 8Q

(D2- d2)b


 

. (2.6)


 

Фактические момент MФи угловая скорость ωФбудут меньше расчетных в связи с наличием потерь трения и утечек жидкости, характеризуемых механическим м и объемным об КПД гидроцилиндра:

 

ΔPb ( 2 2 )


MФ=

 

ω =


D - d 8

8Q


ηМ , (2.7)

 

. (2.8)


Ф (D2- d2)b ηоб

 

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:

 

ΔPbz ( 2 2 )


MФ = 8


D - d


ηМ, (2.9)


ωФ =


8Q

z(D2 - d2)b ηоб


 

, (2.10)


 

где z – число пластин.

 

 

Рисунок 2.6 – Поворотные гидроцилиндры: а – двухлопастной; б – трехлопастной

 

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


 


M = ΔP πD


D32


 

, (2.11)


 


а угловая скорость вращения

 

 

ω =


 

8Q

πD2 × D


 

, (2.12)


 

 

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 PPустанавливает 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 гидроцилиндра

 

Диаметр силового гидроцилиндра (без учета потерь давления на преодоление дополнительных нагрузок) определяют по формуле

 

 


D= 4F

πPP


 

, (2.13)


 

 

где F – полезная нагрузка, приведенная к штоку;

PP– рабочее давление в цилиндре, принимаемое в зависимости от F (см. раздел 2.2).

 

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:

 

 

Дополнительный ряд:36
   

 

Диаметр штока d определяется в зависимости от величины хода


поршня S. Если выполняется условие


S£ 10D, можно принимать:


 


при


PP£ 2,5


МПа d = (0,3 ¸ 0,35)D;


при при


PP£

PP£


(6,4 ¸ 10) МПа d = 0,5D;

(16 ¸ 25) МПа d = (0,7 ¸ 0,75)D.


 

По вычисленному значению диаметра штока принимается ближайший больший, согласно ГОСТ 6540-68:


 

Основной ряд:
 
         
Дополнительный 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 FCТи динамической FД

 

F' = FCТ+ FД. (2.14)

 

Статическая нагрузка определяется при установившемся движении поршня по формуле

 

FCТ= F + FТР + FПР, (2.15)

 

где F – полезная нагрузка, приведенная к штоку поршня; FТР – сила трения в конструктивных элементах;

FПР– сила противодавления.

 

 

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 уплотненияприменяют 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

 

τН= πdlk, (2.16)

где d – диаметр уплотняемого соединения;

k – удельная сила трения, принимаемая в расчетах равной 0,04 – 0,13 МПа (в зависимости от степени затяжки натяжной втулки);

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 30 мм).

 

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]

 

τМV= πdlk, (2.17)

 

где d – диаметр уплотняемого соединения;

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

l – ширина уплотнения (определяется на основе данных таблицы 2.5).


 

Таблица 2.5 – Размеры манжетных уплотнений

Диаметр d, мм до 30 до 60 до 150 до 300
l, мм 10-12 15-20

 

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

Диаметр, мм Рабочее давление, МПа
До 3 до 6 до 10 до 20 до 35
До 50
50 – 100
100 – 300

 

Силу трения в уплотнениях из манжет U-образного профиля определяют по формуле

 


τМU


= πdl(PP


+ PK)fМ , (2.18)


 

где d – диаметр уплотняемого соединения;

l – ширина рабочей части манжеты (таблица 2.5); PP– рабочее давление;

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

0,1 ÷ 0,13.

 

Силу трения, создаваемую уплотнением из металлических колец, определяют по формуле

 


τКМ


= πdb(iPK


+ PP)fK , (2.19)


 

где fK– коэффициент трения кольца, принимаемый равным 0,07 при скорости более 6 – 8 м/мин и 0,15 – при скорости менее 6 м/мин и реверсе;

i – число колец в уплотнении (рекомендуемое число колец в зависимости от величины давления и диаметра цилиндра приводится в таблице 2.7);

b – ширина поршневого кольца (определяется в зависимости от диаметра поршня в соответствии с таблицей 2.8);


 

PК – монтажное (контактное) давление кольца, принимаемое равным 0,1 ÷ 0,2 МПа.

 

Таблица 2.7 – Определение числа поршневых колец

Давление, МПа Диаметр цилиндра, мм
40-50 50-90 100-130 140- 200- 280- 380- 500-

 

Таблица 2.8 – Определение ширины поршневого кольца

Диаметр поршня, мм Глубина канавки, мм Ширина канавки, мм
2,7 2,8
3,9 3,2
4,7 4,8
5,2 4,8
6,4 6,4
7,2 6,4
7,2 6,4
8,9 7,7
9,7 9,5
10,5 9,5
11,2 11,2
12,0 12,7
12,7 12,7
13,4 12,7
14,5 15,8
14,5 15,8
17,8 15,8

 

Силу трения при уплотнении резиновыми кольцамиопределяют по зависимости

 

τКР= qKπd, (2.20)

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 тренияFТР определяется в зависимости от выбранных типов уплотнений на штоке и поршне, то есть

 


FТР


n

= å τi. (2.21)

i=1


 

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 противодавленияопределяется весом подвижных частей головки и гидроцилиндра, поршня и т.д. и

G


должна быть на 0,2 ÷ 0,3 МПа больше величины


, т.е.


 


PПР


= (0,2 ¸ 0,3)×106+ G, (2.22)

Ù


 

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

Ω – площадь сечения штоковой части гидроцилиндра, м2.

 

S, мм

1600

 


 

 

 


 

φ = 1,33

 

 

φ = 1,6


 

 

 

 


0 200 400 600 800 1000 1200 1400


 

 

G, Н


 

Рисунок 2.11 – График для определения веса подвижных частей гидроцилиндра

 

 

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


⎜⎜j =


D2

D2- d


2⎟⎟.


С учетом вышесказанного сила противодавления определяется по формуле

 


FПР


= PПРÙ . (2.23)


 

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:

 

FДΔt = MПР(υ2- υ1), (2.24)

где Δt – 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;

υ2, υ1– максимальная и минимальная скорости перемещения поршня. Скорость движения поршня в гидроприводах машин лесной промышленности обычно не превышает 0,05 ÷ 0,5 м/с [7];

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 Δυ = υ2– υ1и Δt, то из формулы (2.24) можно определить динамическую силу инерции

 


FД = MПР


Δυ







Дата добавления: 2014-12-06; просмотров: 1135. Нарушение авторских прав

codlug.info - Студопедия - 2014-2017 год . (0.261 сек.) русская версия | украинская версия