Гидравлика и гидропривод
..pdfРис. 13.5. Действительные характеристики при объемном регулировании на* coca
Для решения поставленной задачи целесообразно привести (пересчитать) моментную характеристику электродвигателя M»=f(n) к валу гидромотора. Тогда, решив уравнение приведен ной характеристики Мя=}(п) совместно с уравнением нагрузоч ной характеристики MM=f(n), определим рабочий режим гидро мотора. Затем, зная рабочий режим гидромотора, обратным пересчетом определим рабочий режим электродвигателя. Пере
счет характеристик |
следует выполнять |
по уравнению (10.17), |
которое в этом |
случае будет иметь |
вид: |
Ц=ки^=МиПм1 (МзПа), |
(13.18) |
где передаточное отношение i определяется техническими пока
зателями гидромашин: |
|
^= QA9HT)A.°T)H.O/(QH<7K). |
(13.19) |
Приведение моментных |
характеристик электродвигателя к |
валу гидромотора и определение рабочих режимов машин могут
быть выполнены графически. При пересчете |
характеристики |
|||||||
Ma=f(n) по уравнению (13.18) |
примем |
rj= l, kM—l/t=const, a |
||||||
при |
построении —kM=2. Затем, |
из |
приведенной теоретической |
|||||
характеристики Мд.т=/(л) |
вычтем |
момент |
сопротивления |
|||||
AM, соответствующий потерям мощности в гидроприводе: |
|
|||||||
ДМ=2ДЛГ/<вд, |
|
|
|
|
|
(13.20) |
||
где |
HAN— суммарные потери |
мощности (см. |
10.11). |
|
||||
Тогда приведенная к валу гидромотора моментная характе |
||||||||
ристика будет иметь вид |
кривой |
Мл=((п) |
при |
UH— UД=1 |
||||
(рис. 13.6): моментная характеристика в рабочей |
зоне |
стала |
||||||
еще более жесткой, чем характеристика электродвигателя |
(при |
значительном изменении момента Мл частота яд« const); значи тельно увеличился максимальный момент МДшах двигателя, однако пусковой момент Мд.п остался небольшим.
№
Рис. 13.6. Графический способ определения рабочих режимов гидромотора и асинхронного двигателя
Рабочий режим гидромотора определяется точкой пересече ния характеристик Мд= /(я) и MM=f(n) (см. рис. 13.6, точка с) при £/„= 1. Для определения рабочего режима электродвигателя (точка е) достаточно воспользоваться координатами точки с и уравнением (13.18).
При регулировании подачи насоса (£/„=vаг) момент на валу гидромотора почти не изменяется (см. рис. 13.5,6), поэтому также почти неизменным останется общий вид характеристики MA= f(n). При изменении частоты вращения за счет уменьшения параметра £/„ происходит параллельное перемещение этой ха рактеристики влево (см. рис. 13.6, искусственные характеристи ки при £/„= 0,7 и £/н = 0,4). В действительности с уменьшением подачи насоса значения моментов несколько уменьшаются вследствие увеличения значений AM. Однако, Мдтах при этом имеет достаточно большое значение. Этим пользуются на прак тике для увеличения пускового момента гидромотора при вклю чении его под нагрузкой.
При изменении рабочего объема гидромотора момент на его
валу с увеличением частоты вращения уменьшается |
(см. рис. |
|||||
13.4,6), поэтому |
моментная |
характеристика |
MR= f(n) |
смещена |
||
от естественной |
(£/„=£/д=1) |
вправо и вниз |
(см. рис. 13.6, кри |
|||
вые при £/д = 0,7 и £/д=0,4). |
гидромотора |
точка, |
||||
При регулировании частоты вращения |
||||||
определяющая его рабочий режим, перемещается |
по |
кривой |
||||
M„=f(n): точки |
а — при £/„=0,4, Ь — при |
£/„= 0,7 |
и |
d — при |
£/д=0,7. Дальнейшее уменьшение рабочего объема гидромото ра может привести к еще большему снижению значения Мл,
причем настолько, что работа привода с такой нагрузкой станет невозможной (например, при (/д=0,4).
При дроссельном регулировании силовая характеристика выходного звена гидродвигателя является одновременно при веденной характеристикой электродвигателя (см. рис. 13.1,6, 13.2,6 и 13.3,6). Рабочий режим гидродвигателя определяется точкой пересечения характеристик приведенной и нагрузочной (Рд, Од), рабочий режим электродвигателя приближенно можно рассчитать следующим образом.
_ Подставляя численные значения Рд и од в уравнения (11.48)
и (11.42), определим |
для |
гидродвигателя: |
давление |
рд= |
||||||
=Рд/(РдТ1д.гЛд.м); расход |
<2д=РдОд/т|д.о. Затем |
по |
известным |
|||||||
рд и Qд определим рабочий режим насоса (р„, QH). При после |
||||||||||
довательном включении |
дросселя и гидродвигателя |
давление |
||||||||
насоса |
р н = Р д + Д р д р |
[см. |
(13.3)], |
подача QH=Qa+AQ |
[см. |
|||||
(13.1)], |
при |
параллельном |
включении —рн=рд [см. |
(13.10)], |
||||||
Сн=Сд+Рдр |
[см. (13.9)]. Значения |
Apw, AQ, <?др получим |
по |
|||||||
механическим |
характеристикам (см. |
рис. 13.1,6 и |
13.2,6), |
а |
значения КПД гидродвигателя примем номинальными. Наконец, по параметрам рабочего режима насоса определим его входную мощность, а следовательно, и мощность на валу электродвига теля: PHQH/T\b.
При последовательном расположении дросселя и гидродвига теля мощность насоса, а следовательно, и электродвигателя, постоянна при изменении нагрузки на выходном звене гидродви гателя (при AQ>0), поэтому электродвигатель работает с по стоянными моментом и скоростью на валу, зависящими от давления, на которое настроен переливной клапан. При распо ложении дросселя параллельно гидродвигателю мощность насоса, а следовательно, и электродвигателя изменяется при изменении нагрузки на выходном звене гидродвигателя, поэтотому происходит также некоторое изменение частоты вращения вала электродвигателя и подачи насоса. Таким образом, при изменении нагрузки характеристику, приведенную к выходному звену гидродвигателя, можно считать постоянной только приб лиженно.
13.6. Основы проектирования гидропривода
Проектирование —это этап создания изделия. При проектирова нии разрабатывают принципиальные схемы, технические харак теристики, рассчитывают основные рабочие и конструктивные параметры отдельных элементов, составляют рабочую докумен
тацию.
Проектирование начинается с технико-экономического обос нования и разработки технического задания (ТЗ). ТЗ на разра ботку гидравлического привода составляют на основе техни
ческих характеристик проектируемого изделия, нормативных документов отрасли и предприятия и научно-технического опы та. ТЗ на проектирование гидропривода должно содержать полные характеристики нагрузки, режим работы, условия эксплуатации, требования охраны труда и окружающей среды. Там же должны быть указаны число, тип и характер движения исполнительных механизмов для привода их гидродвигателями, взаиморасположение и взаимозависимость этих механизмов, а также необходимость их регулирования или фиксации в про странстве. В некоторых случаях необходимо составить цикло грамму (или гистограмму) нагрузок Ря на гидроцилиндре или моментов Мя на гидромоторе, скоростей выходного звена оя или частоты его вращения пя. Если между исполнительным ор ганом и гидродвигателем имеется механическая передача, то указанные параметры должны быть пересчитаны для звена после этой передачи. Для сложных ответственных изделий иногда последовательно выполняют все стадии проектирования:
ТЗ, техническое предложение, технический проект, рабочая до кументация. Однако, чаще ограничиваются только некоторыми из них. Например, ТЗ, технический проект, рабочая документа ция.
Составление принципиальной схемы предшествует расчетам и выбору элементов гидропривода. Желательно одновременно с гидравлической схемой составлять кинематическую схему ме ханизмов (иногда, электрическую) проектируемого изделия.
Схема определяется исходными данными, на базе которых принимается решение о системе циркуляции рабочей жидкости, числе насосов, гидродвигателей, гидроаппаратов, их располо жении в схеме. При этом следует всегда ориентироваться на серийно выпускаемое оборудование.
Важно выбрать оптимальный способ регулирования; если он необходим. Дроссельное регулирование, как правило, применя ется в системах с гидроцилиндрами, объемное — в системах с гидромоторами. Дроссельное регулирование с последователь ным включением дросселя и гидродвигателя менее экономично, чем с параллельным включением. Регулирование с последова тельным включением имеет больший диапазон регулирования при малых нагрузках на гидроцилиндр, с параллельным включе нием— при больших нагрузках. Объемное регулирование в горном машиностроении, как правило, осуществляется только
изменением |
рабочего |
объема насоса (см. 13.4). |
Если скорость холостого хода механизма значительно боль |
||
ше скорости |
рабочего |
(на порядок и более), то в гидравличес |
кую схему включают дополнительный насос, но при этом необ ходимо предусмотреть выключение, этого насоса из схемы (чаще всего, сбросом жидкости в гидробак и переводом насоса на холостой ход) во время основной работы гидропривода. Ана
моментах й частоте вращения вала, изменяющейся в большой диапазоне (пд=204-1800 мин-1), — аксиально-поршневые. Пла стинчатые и шестеренные гидромоторы рекомендуются при ча стоте вращения не менее 300 мин- 1 и сравнительно малом мо менте (Мд< 2 0 0 Н-м), причем, первые имеют несколько больший момент, чем вторые, но могут работать при давлении не более
6,3 МПа. |
и давлению |
(1,05-г-1,1)рд |
По подаче насоса QH^Q n |
||
(с учетом потерь в гидролинии) |
выбирают насос. |
Если требу |
ются большие подача и давление насоса, нет необходимости в его регулировании и отсутствуют ограничения в габаритах машины, то рекомендуются эксцентриковые поршневые насосы. Если к указанным требованиям добавляется регулирование подачи, то — радиально-поршневые. Аксиально-поршневые насо сы более компактны, чем радиально-поршневые, позволяют соз дать большое давление (до 32 МПа), но требуют более каче ственной очистки масла. Пластинчатые и шестеренные насосы создают меньшие подачу и давление, чем поршневые. Так как шестеренные насосы — нерегулируемые, они применяются чаще всего на вспомогательных операциях.
Если в схеме несколько гидродвигателей, работающих не одновременно, то перед выбором насосов необходимо предвари тельно построить гистограмму расходов, определить число па
раллельно работающих насосов и |
установить |
необходимость |
|
использования |
гидроаккумуляторов. |
Затем определяют мощ |
|
ность насоса |
и выбирают приводной двигатель. |
||
По техническим характеристикам |
выбранных |
гидромашин, |
учитывая требования окружающей среды, выбирают рабочую жидкость.
По значениям давления и расхода, соответствующим месту установки в схеме, выбирают серийные гидроаппараты, фильтры, гидробак, манометры. Если необходимо определить потери дав ления в гидроаппарате или в кондиционере при отсутствии соответствующих коэффициентов сопротивлений в справочнике, то потери определяют из условия автомодельности потока жид кости по формуле:
А р ы — Д р м . н о м ( Q M/ Q M. H O M ) *>
\
где Дрм, Дрм.ном — соответственно потери давления при данном расходе QMи номинальном (паспортном) Q M .H O M -
Внутренний диаметр труб определяют по уравнению расхода и в соответствии с оптимальными значениями скорости, рекомен дуемыми: для напорных гидролиний — Зч-5 м/с, для сливных — 2-г-З м/с, для всасывающих — 0,74-1,2 м/с. Необходимая расчет ная толщина стенки трубы
6p|= 6l + 62.
где 6ь 62 — части толщины, обеспечивающие соотвётствёйнб необходимые прочность и долговечность трубы. Согласно ГОСТ 3845—75
6 l= Pp^p/(2(Jmax) “ Рр^р/ (0,8ов),
где рр— расчетное давление на прочность, рр=1,25р (р — необ ходимое давление в соответствующей гидролинии); от ах —допу
стимое напряжение, равное 40% от временного |
сопротивления |
|||
разрыву о„. Для |
наиболее |
распространенных |
марок |
сталей, |
предназначенных |
для изготовления труб, oB= 350-j-420 МПа. |
|||
Обычно принимают 62= 1 |
мм, полагая, что'скорость |
коррозии |
составляет 0,1 мм в год, а срок службы установки— 10 лет. По условиям механической прочности (случайные удары и т. д.)
6 ^ 2 мм.
Окончательно внутренний и наружный диаметры и толщину стенки выбирают по ГОСТ 8734—75 для стальных холоднодеформированных труб.
В качестве гибких трубопроводов при высоком давлении (свыше 10 МПа) применяют резиновые рукава с металлически ми оплетками (ГОСТ 6286—73), при низком давлении — рези новые рукава с нитяными оплетками (ГОСТ 10362—76).
Потери давления в трубах в случае необходимости опреде ляют по уравнениям Дарси — Вейсбаха [см. (5.2) и (5.3)].
Кроме вышеперечисленного, необходимо выполнить тепловой расчет гидропривода, чтобы выяснить необходимость использо вания теплообменных аппаратов, а также проверить насос по условию бескавитационной работы. В некоторых случаях выпол няют другие расчеты [10].
П р и м е р |
1. Рассчитаем и выберем |
основное оборудование |
для |
гид |
|||||
равлической схемы, |
приведенной |
на рис. |
13.3, а, при |
условии, что |
при |
мак |
|||
симальной скорости |
движения |
штока гидроцилиндра |
ид = 1 0 0 |
мм/с усилие |
|||||
на нем |
Рд= 15 |
кН. Примем скорость холостого хода штока од.х=1,8 од. |
|||||||
По |
ГОСТ |
12445—80 выберем стандартное давление р=10 |
МПа. |
|
Расчетный диаметр поршня гидроцнлиндра
V — 4Р«— ~ У
У Я*/?*Т1д.гТ1д.М У
4-15-108
:0,0448 м.
3,14* 107 *0,95
По ГОСТ 12447—80 выберем стандартный диаметр 0 Д=5О мм. Тогда не обходимое максимальное давление
Рд= 4РД/(я £ д 2г)д.гт1д-м) =4-15-10*/(3,14-0,05*.0,95) =8,046 МПа.
Максимальный расход гидроцнлиндра при рабочем ходе штока
Сд= я £ д 20д/(4т]д.о) = 3,14 • 0,052 • 0,1/ (4 • 0,99) =
=0,000198 м3/с= 11,89 л/мин,
при холостом ходе штока
фд.х=я(Од2 — ^да)0д.х/(4т]д.о)»
где йд — стандартный диаметр штока по ГОСТ |
12447—$6, |
принимаемый из |
|||||
условия |
QA»Qfl.x‘, d —32 мм. Тогда |
|
|
|
|
||
фд х=3,14 (0,052 — 0,0322) 1 ,8 • 0,1 / (4 • 0,99) = 0,00021 м3/с= 12,6 л/мин. |
|||||||
По |
давлению |
р = 1,05-рд= 1,05-8,046=8,45 |
МПа и |
расходу |
QAX= |
||
= 12,6 |
л/мин выберем |
[10] шестеренный насос |
типа НШ-10Е с номинальным |
||||
давлением 10 МПа |
и подачей 13,3 л/мин при |
пн=1450 |
мин-1 . |
Рабочая |
|||
жидкость — масло индустриальное И-50А. |
|
|
|
|
|||
По соответствующим расходу и давлению |
выберем |
гидроаппаратуру |
|||||
[10]: |
золотниковый |
распределитель с ручным |
управлением типа |
Г74-22 — |
номинальное давление 20 МПа, номинальный расход 18 л/мин; регулятор
потока |
с |
|
предохранительным |
клапаном |
типа Г55-42А — номинальное |
дав |
|||||||
ление |
12,5 |
МПа, |
номинальный расход |
12 л/мин; |
фильтр приемный |
типа |
|||||||
0,16с 41-21 |
с |
номинальным |
расходом |
25 |
л/мин |
и |
тонкостью |
фильтрации |
|||||
160 мкм; гидробак — номинальная вместимость 25 дм3. |
|
|
|||||||||||
Расчетные диаметры труб: |
|
|
|
|
|
|
|
||||||
всасывающей |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
“р. в' |
i i / z z |
: 13,3-10-3 |
=* 0,02 -г- 0,015 |
м, |
|
|
|
||||||
|
|
|
V |
3,14-•60 ( 0 ,7 -f- |
1 ,2 ) |
|
|
|
|
|
|
||
напорной |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
^р. н |
|
|
4 -13,3 -10-3 |
|
=^0,0097 |
|
0,0075 |
м, |
|
|
|
||
|
|
3,14-60 (З-т-5) |
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
сливной |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
“Р. с 1 |
|
|
4 -7,85 -Ю-з |
|
*= 0,0091 |
-г 0,0075 |
м, |
|
|
|
|||
|
|
, 14-60 (2-т-З) |
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
где расход в сливной гидролинии |
|
|
|
|
|
|
|||||||
QCA= Q H(ZV - |
dA2)/D A*= 13,3(502— 322)/502=7,85 |
л/мин. |
|
|
|||||||||
Необходимая расчетная толщина стенки напорной трубы |
|
|
|||||||||||
6 p = 6 j.-f-62 — 0,35—f—1= 1,35 |
мм, |
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
1,25-8,046-0,0097 |
|
|
|
|
|
|
|||
™ |
|
|
|
|
(3 5 0 + 4 2 0 ) |
" 0 . « » » - ! - 0 ,0 0 ( а > . - |
|
|
|||||
— часть |
толщины, |
обеспечивающая необходимую |
прочность; |
6 2 = 1 |
мм — |
часть толщины, обеспечивающая необходимую долговечность трубы. По ус
ловию |
механической прочности.. для всех труб принимаем 6 = 2 |
мм. |
|
||||||||||
В соответствии с ГОСТ 8734—75 выберем окончательно: для всасыва |
|||||||||||||
ющей |
трубы — наружный диаметр |
2 2 |
мм, толщину |
стенки 2 мм; для напор |
|||||||||
ной и |
сливной |
труб — наружный |
диаметр |
14 мм, |
толщину стенки 2 |
мм. |
|||||||
П р и м е р |
2. Выберем |
основное |
оборудование |
и |
определим |
его |
техни |
||||||
ческие |
показатели для гидросхемы с объемным |
гидроприводом |
(см. рис. |
||||||||||
13.4, а) |
при |
условии, |
что |
номинальный момент на |
валу гидромотора |
МА= |
|||||||
= 5 - 103 Н-м, |
а |
частота вращения |
лд |
изменяется от |
5 до 30 мин-1 . |
|
|||||||
По заданным Мд и пд выбираем серийно выпускаемый высокомомент- |
|||||||||||||
ный гидромотор ДП510И |
[1 2 ] с |
рабочим |
объемом |
рд= 3,6 дм3 и номиналь |
|||||||||
ными |
техническими |
показателями: |
рл= 10 МПа, |
Мд= 5,2 |
кН-м, |
пд= |
|||||||
=24-31,8 мин-1, # д.в= 18 |
кВт, Лд.о=0,92, |
т|д“ 0»в7. |
Рабочая |
жидкость — |
|||||||||
масло |
индустриальное |
И-40А, |
|
|
|
|
|
|
|
|
Мощность гидромотора при заданных Мл и яд
N |
|
л 10. 3,14 |
-5 |
30 |
30 |
>2,62 кВт, |
|
д т ,п |
|
3,14-30
max'3 5-10$— —— =з15,7 кВт,
UV
Расход гидромотора
Сд га1п=^дЛд/ЛА О= 3,6*5/0,92=19,6 л/мин,
Сд шах= 3,6 *30/0,92 = 117,2 л/мин.
Давление гидромотора |
|
|||
|
2лр,дт]д о |
2*3,14-5-108*0,92 |
||
рд t= — — ■ |
=з------!-------------- I__ u=9,22 МПа. |
|||
А |
<7дПд |
|
0,0036-0,87 |
|
Расчетный диаметр труб гидролинии |
||||
|
V |
- |
/ |
8,ц4И ("” '8) = °-°289 - °-0224 *• |
Принимаем по |
ГОСТ |
8734—75: dH= 36 мм (dH соответствует диаметрам |
||
патрубков гидромашин), 6 = 5 |
мм, d8H= 26 мм. |
Потери давления в гидролинии (ориентировочно) Дрл= 0 ,0 1рд= 0,01*9,22=0,0922 МПа.
Так как давление, развиваемое насосом, больше давления гидромотора на величину потерь давления в гидролинии, то
Рн=рд+Дрл=9,22+0,0922«9,31 МПа. |
|
|||
По рк и |
max |
выбираем серийно |
выпускаемый радиально-поршневой |
|
насос |
1НП120 |
[12] |
с рабочим объемом 0,9 дм3 и номинальными техниче |
|
скими |
показателями: |
QH=120 л/мин, рн=10 МПа, л„=1470 мин-1, Nn.в= |
||
= 2 5 кВт, Т1н.о=0,92, |
т]н=0,85. В насосе |
1НП120 имеется свой подпиточный |
насос, предохранительные и обратные клапаны, фильтры, поэтому необхо димость в выборе гидроаппаратуры отпадает.
Вопросы для самопроверки
1 . Сравните схемы гидропривода с замкнутой |
и разомкнутой система |
|
ми циркуляции рабочей жидкости. |
|
|
2 . Почему на практике применяют комбинированные системы циркуля |
||
ции рабочей жидкости? |
|
|
3. Приведите примеры использования в. горной технике гидропривода с |
||
гидроцилиндрами. |
|
|
4. |
Перечислите особенности гидропривода крепей очистных комплексов. |
|
5. |
Приведите примеры использования в горной |
технике гидропривода с |
гидромоторами.
6 . Перечислите преимущества и недостатки гидроприводов с дроссель
ным и объемным регулированием. |
|
|
7. Какие технологические |
операции |
наиболее часто автоматизируются |
в гидроприводах горных машин? |
дроссельным регулированием при |
|
8 . Сравните между собой |
схемы с |
последовательной установке дросселя и гидродвигателя; при параллельной установке.
9. Начертите и проанализируйте механические характеристики гидропри вода при дроссельном регулировании.
10.Начертите и проанализируйте механические характеристики гидро привода при объемном регулировании.
11.Из каких условий определяют диаметр и толщину стенок труб гид ролиний?
12 . Как определяют потери давления в серийно выпускаемых гидроап
паратах при расходах отличающихся от номинальных?
14. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
14.1. Принципиальные схемы гидродинамических передач
Гидродинамическая передача (рис. 14.1) в отличие от объемной предназначена только для передачи крутящего момента. Ее основные рабочие элементы — колеса лопастных гидромашин.
Мощность от приводного двигателя подводится к насосному колесу 1, при вращении которого механическая энергия преобра зуется в гидравлическую (создается напор) вследствие силового взаимодействия его лопаток с жидкостью (см. 9.3). В колесе происходит приращение как статического, так и скоростного напоров, причем последний составляет 20—30% от полного. Это вызывает необходимость в частичном преобразовании скоростно го напора в статический с целью уменьшения потерь напора в самом насосе и в нагнетательном трубопроводе 3. Напор пре образуется в отводе 2, куда жидкость поступает после колеса 1. Конструктивно отвод может быть выполнен в виде спираль ного канала или лопаточного направляющего аппарата, но в
обоих |
случаях |
поток в |
отводе должен быть |
диффузорным |
(см. |
8.3), что |
является |
необходимым условием |
правильного |
направления вращения |
насосного колеса. |
|
||
Из трубопровода 3 жидкость поступает в подвод турбины 4, |
где происходит частичное преобразование статического напора в скоростной (поток должен быть конфузорным). В колесе тур бины 5 напор жидкости вследствие ее силового взаимодействия с лопатками колеса преобразуется в механическую энергию, которая через вал передается рабочей машине. Увеличение скоростного напора перед турбинным колесом необходимо для эффективного преобразования в нем энергии (с более высоким КПД). Для этого доля скоростного напора перед колесом тур бины должна быть примерно такой, как после колеса у насоса.
Из турбины рабочая жидкость возвращается по отсасываю щей трубе 6 в резервуар, откуда забирается насосом по всасы вающему трубопроводу 7, и весь процесс повторяется.
Отвод и подвод в рассмотренной гидропередаче, необходимые для преобразования скоростного напора в статический и обрат но, уве-личид габариты и стоимость установки, а сам процесс
Щ