авторефераты диссертаций БЕСПЛАТНАЯ БИБЛИОТЕКА РОССИИ

КОНФЕРЕНЦИИ, КНИГИ, ПОСОБИЯ, НАУЧНЫЕ ИЗДАНИЯ

<< ГЛАВНАЯ
АГРОИНЖЕНЕРИЯ
АСТРОНОМИЯ
БЕЗОПАСНОСТЬ
БИОЛОГИЯ
ЗЕМЛЯ
ИНФОРМАТИКА
ИСКУССТВОВЕДЕНИЕ
ИСТОРИЯ
КУЛЬТУРОЛОГИЯ
МАШИНОСТРОЕНИЕ
МЕДИЦИНА
МЕТАЛЛУРГИЯ
МЕХАНИКА
ПЕДАГОГИКА
ПОЛИТИКА
ПРИБОРОСТРОЕНИЕ
ПРОДОВОЛЬСТВИЕ
ПСИХОЛОГИЯ
РАДИОТЕХНИКА
СЕЛЬСКОЕ ХОЗЯЙСТВО
СОЦИОЛОГИЯ
СТРОИТЕЛЬСТВО
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
ТРАНСПОРТ
ФАРМАЦЕВТИКА
ФИЗИКА
ФИЗИОЛОГИЯ
ФИЛОЛОГИЯ
ФИЛОСОФИЯ
ХИМИЯ
ЭКОНОМИКА
ЭЛЕКТРОТЕХНИКА
ЭНЕРГЕТИКА
ЮРИСПРУДЕНЦИЯ
ЯЗЫКОЗНАНИЕ
РАЗНОЕ
КОНТАКТЫ


Pages:     | 1 |   ...   | 2 | 3 || 5 | 6 |   ...   | 16 |

«ПРЕДИСЛОВИЕ Гидравлические и пневматические приводы являются важ нейшими элементами современных транспортно технологических машин и оборудования: автомобилей, подъемно ...»

-- [ Страница 4 ] --

Выражение для расчетной величины подачи подобного насоса может быть также получено из формулы (3.52) путем подстановки в нее значения рабо r чей высоты пластины h = r2 – r1 и 1 2 r2 3, а также b и n, учитывая при этом, что одновременно происходит вытеснение рабочей жидкости двумя пластина ми (каждая пластина за один оборот совершает два рабочих хода) [1].

Анализ полученных ранее выражений и опыт эксплуатации показыва ют, что даже при оптимальном выборе параметров насоса наблюдается не равномерность (пульсация) подачи. Она вызвана в основном сжатием жид кости в рабочих камерах при переходе их из полости всасывания в полость нагнетания (рис. 3.44), неравномерностью подачи, обусловленной измене нием объема пластин в процессе хода нагнетания в результате утапливания их в прорези ротора, и возможной несимметричностью профиля статора.

Частота колебаний подачи и давления равна произведению числа пластин на частоту вращения, а амплитуда пропорциональна перепаду давления.

112 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Рис. 3. Схемы к расчету пульсации давления пластинчатого насоса, обусловленно сжимаемостью жидкости Рис. 3. Схема создания преднамеренной компрессии жидкости в рабочей камере пластинчатого насоса для снижения пульсации давления Для уменьшения влияния на равномерность подачи и пульсации давле ния сжимаемой жидкости профиль статора на участках, описанных боль шим радиусом, часто выполняется таким образом, что при переносе рабочей камеры из полости всасывания в полость нагнетания осуществляется незна чительное сжатие рабочей жидкости (преднамеренная компрессия), что спо собствует снижению пульсации ее давления.

Для этого профиль статорного кольца насоса (рис. 3.45) выполняется таким, что при проходе замкнутой камеры объемом q1 (отмечена точечной штриховкой) через перевальные перемычки, очерченные большим радиу сом (R r), происходит некоторое уменьшение объема камеры до прихода ее к нагнетательному окну a, вследствие чего заключенная в ней жидкость под вергается предварительному сжатию. В этом случае в запертой камере так же создается предварительная компрессия жидкости (q1 q2), подбором ве личины которой может быть обеспечено полное выравнивание давлений в камере и в нагнетательном окне а. Указанное уменьшение объема камеры достигается смещением центра О2, из которого описываются образующие профиль статорного кольца дуги кругов радиусом R относительно оси O1 вра щения ротора.

Источником неравномерности подачи является также изменение объема (рабочей высоты) пластин, происходящее в результате перемещения их в пазах ротора [1].

Из рис. 3.43 следует, что каждая пластина при утапливании в паз ротора (при движении к центру ротора) вытесняет из него жидкость в нагнетатель ную полость, а при движении от центра ротора к периферии забирает из нее жидкость. Таким образом, неравномерность подачи пластинчатых гидрома шин двойного действия определяется в основном внесением в поток поправ ки на перемещение пластин в пазах ротора. К примеру, если текущая объем dV, где dV — ная подача пластинчатой машины определяется выражением dt 3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ dV 1 2b(r12 3 r2 ), и при объем рабочей жидкости, подаваемой за время dt, то dt учете влияния объема пластин теоретическая объемная подача определится по формуле Qт 3 4b 1(r2 5 r12 ) 5 z 62, v 7 9 где b — ширина ротора;

z — число пластин, одновременно находящихся в полости нагнетания;

v — скорость относительного перемещения пластин в пазах ротора.

Влияние объема пластин на нарушение равномерности подачи описыва ется уравнением dV 1 dV 3 1, Qт dt dt где Qт — расчетная подача с учетом перемещения пластин в пазах ротора;

dV dV — подача гидромашины при бесконечно тонких пластинах;

1 — от dt dt рицательная подача (расход), обусловленная погружением (утоплением) пла стин в прорези ротора при их нахождении в полости нагнетания.

Для снижения влияния на равномерность подачи этого насосного дей ствия пластин необходимо, чтобы объем рабочей жидкости, вытесняемой в каждый данный момент из прорезей ротора утапливающимися пластина ми, был равен объему жидкости, требующемуся для заполнения пространст ва, которое освобождается пластинами, перемещающимися от центра. Ина че говоря, вытесняемые и забираемые объемы за один оборот должны быть скомпенсированы, для обеспечения чего должны быть выбраны соответст вующее число пластин и форма (профиль) статорного кольца, обеспечиваю щая закон перемещения пластин.

Из схемы, приведенной на рис. 3.43a, следует условие [1] 2345, (3.64) где a — угол, охватывающий отрезок кривой профиля статора, соответст вующий распределительному окну;

e g — угол, охватывающий уплотняю щие перемычки;

2 3 2 — угол между двумя смежными пластинами.

z Из проведенного анализа следует, что для четного числа пластин наи меньшее их число может быть шесть. Однако это число не удовлетворяет условию равенства расходов всасывания и нагнетания пластинами для лю бого положения ротора, т. е. расход всасывания пластин при указанном их числе не компенсируется расходом нагнетания пластин, что приводит к до полнительным колебаниям потока рабочей жидкости на выходе насоса [1].

Анализ показывает, что для обеспечения равенства указанных расходов отношение должно быть равно любому целому числу n:

4 n.

114 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Подставив в это выражение значение a + e из уравнения (3.64) и значение 2 3 2, найдем необходимое число пластин: z = 4n.

z Следовательно, число пластин для рассматриваемой схемы должно быть кратным 4, т. е. 8, 12 и т. д. Обычно принимают z = 12. Помимо этого усло вия, профиль кривой статора должен быть строго симметричен [1].

Следует заметить, что расчетная неравномерность подачи пластинчатых машин одинарного действия (рис. 3.34) обусловлена кинематикой движе dV из dV ) и приводит к некоторому уменьше ния пластин (вычитанием dt dt нию коэффициента неравномерности подачи. Из сказанного следует, что по дача вследствие перемещения пластин в роторе выравнивается, причем это выравнивание будет тем существенней, чем больше пластин и чем больше их толщина. Однако средняя подача такого насоса при увеличении числа пла стин и их толщины уменьшается [1]. Ограничения по давлению в пластинча том насосе обусловлены тем, что при высоком давлении пластины при про ходе зоны всасывания (в этой зоне они не разгружаются давлением, дейст вующим со стороны статорного кольца) прижимаются с большим усилием к поверхности статора, в результате чего рабочая жидкость, находящаяся между пластинами и статором, выдавливается и между ними возникает «су хое» трение. Последнее приводит к нагреванию поверхностного слоя пласти ны в месте контакта ее со статором до температуры, которая может превы шать температуру отпуска стали. Усилие, с которым пластина прижимается к статору при давлении порядка 14 МПа, может достигать недопустимых величин, при которых происходит интенсивный износ пластин.

Для уменьшения силы прижатия пластины к статорному кольцу преду сматривают разгрузку путем размещения в каждом пазу ротора двух свобод но посаженных пластин (рис. 3.46a), скошенные концы которых, прилегаю щие к статорному кольцу по двум кромкам, образуют с ним замкнутую каме ру a. Эта камера соединяется каналом малого сечения (имеющим большое сопротивление) с полостью под пластиной, в результате чего в камере возни кает разгружающее давление, величина которого вследствие сопротивления соединяющего канала и некоторой утечки из камер будет меньше, чем давле ние в полости под пластиной.

Рис. 3. Схема разгрузки рабочих пластин от сил давления жидкости 3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ Часто насосы выполняются так, что полости пазов под пластинами со общаются на рабочих участках соответственно с областями всасывания и нагнетания и отсекаются от них лишь в промежуточных положениях (рис. 3.46б). При прохождении этих промежуточных участков, спрофилиро ванных в насосах двукратного действия по радиусу из центра ротора, проис ходит разгрузка пластины, так как давление в верхней камере, образован ной скошенными ее кромками, и давление в камере под пластиной становят p ся равными среднему арифметическому между давлениями всасывания и нагнетания [1].

Нетрудно видеть, что в насосах последней схемы (рис. 3.46) пластины, работая одновременно по схеме радиально поршневого насоса, всасывают и нагнетают рабочую жидкость, что компенсирует объем, занимаемый пла стинами. Поэтому производительность подобных насосов следует рассчиты вать по выражению (3.63). Для снижения ударного действия обратного пото ка жидкости в конце прохода рабочей клети разделительной перемычки со стороны нагнетательного окна выполняется щелевидная прорезь («усик») (рис. 3.46в) [1].

В лесных машинах и в машиностроении применяются пластинчатые насосы двукратного действия Г12 2, Г12 2М, Г12 3М, Г12 4 и БГ12 4 одно и двухпоточные, а также однопоточные насосы БГ12 2М с разгруженными пластинами (табл. П3, [3]).

У двухпоточных насосов на общем приводном валу расположены два на соса с одинаковыми или с различными рабочими объемами. В последнем случае первым от приводного двигателя монтируют насос с большим ра бочим объемом. Двухпоточные насосы имеют одну общую или две раз дельные линии всасывания, а напорные линии у них разделены. Гидравли ческий привод с двухпоточным насосом имеет меньшие габариты по сравне нию с приводом, в котором применены два однопоточных насоса с такой же подачей [4].

Рис. 3. Однопоточный насос двукратного действия типа Г12 116 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Однопоточный пластинчатый насос двукратного действия типа Г12 (рис. 3.47) состоит из корпуса 2 с крышкой 9, между которыми размещается статор 10. На приводном валу 4 на шлицах установлен ротор 1, в пазах которого помещены пластины 12. Вал вращается в шариковых подшипниках 3. К тор цам ротора прижаты торцевые распределительные диски 7 с окнами для всасы вания и нагнетания. Один из торцевых распределительных дисков плавающий, вследствие чего в начале работы насоса он поджимается к ротору пружинами 6, а во время работы — давлением рабочей жидкости, поступающей из напорной линии. Герметизация насоса достигается установкой резинового уплотнитель ного кольца 11 и резиновой манжеты 5. Утечки по валу отводятся через дре нажное отверстие 8. При вращении вала пластины выдвигаются из пазов в роторе и прижимаются к внутренней поверхности статора. Рабочая жидкость поступает в рабочие камеры из линий всасывания по каналам в корпусе и через окна в распределительном диске. Из рабочих камер она вытесняется через другие окна в распределительных дисках в напорную гидролинию.

Надежность и срок службы пластинчатых насосов зависят от материала пластин и статора. Во избежание отпуска материала пластин из за нагрева от трения о статор пластины изготавливают из стали с высокой температу рой отпуска. Статор цементируют и закаливают. Ротор изготавливают из закаленной хромистой стали, а торцевые распределительные диски — из бронзы. Быстроизнашивающиеся детали объединены в один легко заменяе мый узел [4].

Пластинчатые насосы выпускаются в основном на давления 6,3, 10 и реже — 14 МПа. Ограничения по давлению обусловлены тем, что при более высоком давлении пластины при проходе зоны всасывания (в которой они не разгружаются противодавлением, действующим со стороны статорного коль ца) прижимаются с большим усилием к его поверхности, в результате чего быстро изнашиваются. Усилие, с которым пластина прижимается к статору, в этом случае вычисляется по формуле (3.56).

При последовательной установке двух насосов, рассчитанных на давле ние 14 МПа, результирующее давление может быть повышено до 22 МПа.

Объемный КПД гидромашины, в зависимости от качества изготовления и частоты вращения, составляет hо = 0,60...0,95;

механический КПД — hм = 0,7...0,9. Общий КПД насоса средней мощности равен 0,85 практически на всем рабочем диапазоне давления [1].

Частота вращения насоса составляет от 500 (для насосов большой мощно сти) до 1500...3000 об/мин (для насосов средней и малой мощности). Миниа тюрные пластинчатые насосы выпускаются на подачу до 1 л/мин и менее и работают при частоте вращения до 30 000 об/мин [1].

Срок службы пластинчатых насосов двукратного действия при работе на номинальном давлении составляет по гарантии заводов изготовителей от нескольких сотен до 3000 ч. Однако практика показывает, что насосы, осо бенно малых размеров, работают при качественной фильтрации жидкостей без заметного снижения КПД в течение 6000...8000 ч и более [1].

Благодаря высоким качествам рассматриваемого насоса его принципиаль ная схема положена в основу стандартных насосов многих сотен типоразмеров 3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ (в США свыше 500). Особенно широко эти насосы применяются в металлоре жущих станках. Ряд иностранных фирм выпускает эти модифицированные насосы на давление: 7, 10, 14 и 17,5 МПа и подачу от 3 до 950 л/мин. Удель ная масса у этих насосов доведена до 0,54...0,68 кг/кВт [1].

Эти насосы пригодны для работы на рабочих жидкостях (маслах) с кине матическим коэффициентом вязкости n = (2,0...3,0)10–5 м2/c при высоте вса сывания до 5 м.

На рис. 3.43б приведена характеристика мощного насоса этого типа. Ки нематический коэффициент вязкости масла, используемого в качестве рабо чей жидкости, составляет 7,210-5 м2/с при температуре 38°С;

рабочая тем пература составляет 54°С. На графике соответственно обозначено: Qэф — фак тический расход насоса;

Nпр и Nэф — приводная и эффективная (полезная) мощности насоса;

hоб и hпол — соответственно объемный и полный КПД [1].

3.6.3. РЕКОМЕНДАЦИИ ПО ВЫБОРУ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ПЛАСТИНЧАТЫХ НАСОСОВ Для обеспечения герметичности насоса расстояние между соседними вса сывающим и нагнетательным окнами (размер перевальной перемычки), охва тываемое углом e, должно быть несколько больше, чем максимально возмож ное расстояние между концами двух соседних пластин, определяемое углом g, в положении их на этой перемычке (рис. 3.43).

При выборе разности радиусов r2 и r1 профильных участков статора меж ду окнами, определяющих величину рабочей высоты пластин h = (r2 – r1), исходят из того, что увеличение высоты приводит к повышению опрокиды вающего момента от давления жидкости, защемляющего пластину в пазу ротора, а уменьшение высоты пластин — к снижению подачи и объемного КПД насоса. Для насосов с небольшой подачей максимальная величина h может быть равной или меньше 0,4 полной высоты пластины.

Для предохранения уплотнительного узла от возможного повышения пе репада давления камеру перед ним соединяют каналом с со всасывающей (входной) полостью (рис. 3.41).

Для устранения возможности отрыва пластин от статора при копирова нии ими его профиля отношение радиусов профиля статора r2/r1 для числа пластин 8, 12 и 16 не должно превышать соответственно 1,15, 1,27 и 1,34.

Для улучшения динамических качеств насоса, а также повышения рав номерности подачи статор в местах, где происходит сопряжение указанных междуоконных участков, что соответствует углу a, должен выполняться так, чтобы было обеспечено постоянное ускорение пластины при движении в пазах ротора и соответственно постоянное ускорение рабочей жидкости в каналах.

Обычно эти участки выполняются по архимедовой спирали. Равномерность перемещения пластин обеспечивается тем, что направляющие (профиль ста тора) выполняются, за исключением участков перевальных пространств, по архимедовой спирали с координатой v 1 2 r1 3 4, 118 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН где r и a — полярные координаты профиля;

r1 — наименьший радиус на правляющей статора (принимается близким к радиусу ротора);

v = const — ско рость перемещения пластины в пазах ротора;

w — угловая скорость ротора.

Применяется также профиль, обеспечивающий синусоидальное измене ние ускорения пластин.

При выборе зазора между поверхностью статора, описанной малым ра диусом r1 и поверхностью ротора, описанной радиусом rр (т. е. r1 – rр), следу ет иметь в виду, что увеличение этого зазора увеличивает вредное простран ство насоса и ухудшает его всасывающие качества, а также повышает тан генциальную нагрузку давления рабочей жидкости на пластины, ввиду чего этот зазор должен быть возможно малым 0,1...0,2 мм.

В рассматриваемом насосе двукратного действия всасывание (и соответ ственно нагнетание) происходит на сравнительно небольшом участке кри вой статора, ввиду чего создаются неблагоприятные условия питания насоса.

Время прохождения пластиной зоны всасывания определяется выражением t = a/w, где a — угол, охватывающий отрезок кривой профиля статора, соответст вующей окну всасывания;

w — угловая скорость вращения вала.

Для улучшения питания насоса рабочую жидкость обычно подводят че рез расположенные друг против друга окна в боковых дисках, которые сооб щаются между собой каналами в корпусе. Средняя скорость течения рабочей жидкости во всасывающих каналах не более 2 м/с.

3.6.4. ПЛАСТИНЧАТЫЕ ГИДРОМОТОРЫ Пластинчатые гидромашины обратимы, однако большинство насосов это го типа не могут быть использованы как гидромоторы без видоизменения конструкции. Причиной этого является широта диапазона изменения час тот и переменность направления вращения у гидромоторов. В гидросисте мах применяют пластинчатые гидромоторы одно, двух и многократного Рис. 3. Схема рабочих органов пластинчатого гидромотора двукратного действия 3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ действия. Последние двигатели чаще всего высокомоментные. Пластинча тые гидромоторы отличаются от пластинчатых насосов тем, что в их конст рукцию включены устройства, обеспечивающие постоянный прижим пластин к статору, а также устройства для реверсирования вращения вала гидромото ра. Пазы в роторах пластинчатых гидромоторов имеют только радиальное расположение. Схема рабочих органов гидромотора показана на рис. 3.48.

В нем из за переменности направления вращения пластины 3 могут уста навливаться только радиально. Переменность частоты вращения и, следова тельно, отсутствие стабильных центробежных сил, выдвигающих пласти ны, требуют применения их принудительного выдвижения или прижима к статору при пуске гидромотора. Для этого используются показанные на рис. 3.48 пластинчатые пружины 2, расположенные под торцами пластин 3.

Так как из за возможных усталостных разрушений пружины являются не надежными элементами, для ведения пластин используют также внутрен ние кулачки, эквидистантно повторяющие профиль статора.

При малых частотах вращения n пластины опираются на них внутрен ними торцами 4. Механизм выдвижения или прижима может быть также гидравлическим. Пружины 1...3 штуки обычно размещаются в пазах под пластинами (рис. 3.33). Гидромоторы однократного действия выпускают ся реверсивными как в регулируемом, так и нерегулируемом исполнении, а моторы двукратного действия — нерегулируемыми и преимущественно не реверсивными. Однако при соответствующем конструктивном исполнении они допускают реверсирование.

Механизм действия пластинчатого гидромотора одинарного действия показан на рис. 3.49. При подводе рабочей жидкости от какого либо источ ника расхода (насоса) давление р будет действовать на площадь, соответст вующую рабочей высоте пластины h (которая для текущего ее положения, представленного на рис. 3.49, равна h = 2e), развивая при этом крутящий момент, определяемый выражением M = phbr, где b — ширина ротора, r и h — соответственно переменные значения плеча приложения силы давления жидкости и рабочей высоты пластины [1].

Рис. 3. Принципиальная (а) и расчетная (б) схемы пластинчатого гидромотора одинарного действия 120 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Максимальное значение (соответствует положению пластин на горизон тальной оси) теоретического момента пластинчатого мотора одинарного дей ствия (рис. 3.35a) рассчитывают приближенно, без учета влияния объема пластин и с учетом hmax = 2e по выражению Mmax = 2pber, D D — диаметр расточки статора.

где в этом случае 1 2 ;

С учетом этого можно написать Mmax = Dpbe, где b — ширина статора.

Минимальное значение момента соответствует положению пластины в начале ее контакта с перевальной перемычкой. С учетом толщины пласти ны d получим максимальное значение момента:

pbe (1D 2 z3) Mmax 4 ;

минимальное значение момента:

pbe(1D 2 z3) Mmin 4 cos.

1 z При расчетах гидромотора величину среднего теоретического крутящего момента часто определяют из условия равенства мощностей на валу и гид равлической (индикаторной) мощности:

pQт 21Mт n 2 pQт ;

Mт 2, 21n где Мт — теоретический крутящий момент;

р — перепад давления;

n — час тота вращения;

Qт — теоретический расход гидромотора.

Q Пользуясь понятием рабочего объема q 1 т, получим n pq M1.

С учетом потерь на трение крутящий момент на валу гидромотора выра зится уравнением:

pq Mэф 1 2, 23 м где hм — механический КПД гидромотора.

Поскольку объемная (теоретическая) подача машины носит пульсирую щий характер, аналогичный характер будет иметь и расчетный крутящий момент.

Для исследования величины текущего значения крутящего момента вос пользуемся расчетной схемой, представленной на рис. 3.49б. Из схемы вид но, что расчетный крутящий момент, развиваемый гидромотором, равен 3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ разности моментов от давления р рабочей жидкости на две пластины, нахо дящиеся в контакте с противоположными уплотняющими перемычками.

Крутящий момент, развиваемый усилием давления жидкости на выдвину тую (правую) пластину:

11 2 rp 4 pb M1 5 pb(11 2 rp ) 7 rp 6 85 (1 2 r 2 ) 9 2 21p и на утопленную левую пластину:

pb 2 M2 1 (2 3 r ).

22p Результирующий расчетный момент определится выражением pb 2 M 1 ( M1 2 M2 ) 1 (3 2 r ), (3.65) где b и rр — ширина и радиус ротора;

r1 и r2 — текущие радиальные размеры (радиусы) статора.

В полярных координатах радиусы r1 и r2 могут быть выражены, исходя из геометрических соотношений, зависимостями следующего вида [1]:

11 2 e cos 3 4 e2 cos2 3 4 R 2 5 e или 1 2 (1 7 cos 5);

e 31 4 e cos 5 6 R 1 7 R 32 4 e cos 5(5 6 8) 6 e2 cos2 (5 6 8) 6 R 2 7 e или 1 2 [1 8 cos (5 6 7)].

e 32 4 e cos(5 6 7) 6 R 1 8 R В гидроприводах лесных машин применяются пластинчатые гидромото ры двукратного действия типа Г16 1...М (табл. 3.2) [3].

В гидромоторах этого типа пластины располагаются радиально и поджи маются к статорному кольцу давлением жидкости. Принцип действия гид равлического устройства для прижима пластин виден из схемы, приведен ной на рис. 3.50а [1;

3].

На пути подвода рабочей жидкости в рабочие камеры гидромотора уста новлен подпорный клапан 1, отрегулированный на давление, достаточное для перемещения пластин. В кольцевой канал 2, питающий камеры, под пла стинами подведена рабочая жидкость в обход этого клапана. В результате рабочая жидкость в первую очередь поступает по обводному каналу 2 в пазы под пластины, и лишь после того, как последние будут выдвинуты из пазов и прижаты к статору, откроется подпорный клапан 1, через который рабо чая жидкость будет поступать в нагнетательные (рабочие, приемные) каме ры гидромотора. Настройкой (регулировкой) пружины клапана 1 обеспе чивается требуемый для надежного поджима пластин к статору перепад 122 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН 1 2 3 4 5 6 2 7 89 1234562789 392589 5   985 5  95249452 8922      !  12345678439 8 8 8 8 8 8  4 627848 68 8 8  8  8 8  !2" 6 828"4 8 2# 6$ 8 8 8 8 8 24 8%& '(4(28"2) 6*843 6+8 8 8 8 8 8 8 4 622*8 8 8 8 8 8  8 2# 6 22*8 8 8 8 8 8  8 66 22*8 8 8 8 8 8 ,-(*)678 4 (84 6$ 8 8 8 8 8  278 8  81 ,&!8.684 624 8 $ 8 8 8 8 8 /6 8234(8 8  + 8 439 78  8 8 8 8 8  8 011 #(6"78 8 8 8  8  8  % 28#28 8 8 8 8 8  Рис. 3. Расчетная схема пластинчатого гидромотора двойного действия давления в пазах и камерах мотора (обычно это давление не превышает 0,2 МПа).

На рис. 3.51 показан типовой реверсивный гидромотор двукратного дей ствия с радиальным расположением пластин. Изменение направления вра щения вала 1 осуществляется изменением подачи рабочей жидкости в шту цер 4 или 9.

Чтобы обеспечить при реверсировании постоянное прижатие пластин к статорному кольцу 3 и диска 6 к торцу ротора 8, применено клапанно зо лотниковое устройство 5, с помощью которого рабочая жидкость, незави симо от направления вращения вала, подводится через систему каналов 3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ Рис. 3. Пластинчатый гидромотор двойного действия в полость 2, соединенную с пазами пластины, в камеру 7 прижатия плаваю щего диска 6 к ротору 8.

В гидромоторах двойного действия развиваемый крутящий момент ра вен удвоенной разности моментов от давления жидкости на две взаимно перпендикулярные пластины, из которых одна контактирует со статором на радиусе r2, а вторая — на радиусе r1 (рис. 3.50). Расчетный крутящий мо мент на пластине радиусом r2 (без учета толщины пластины и при радиаль ном ее расположении) [1]:

M1 3 3 pb (r22 1 rр2 ).

pq 22 где rр — радиус ротора.

Крутящий момент на второй пластине радиусом r1, противодействующий моменту, развиваемому пластиной радиусом r2, будет 1 pb (r12 2 rр2 ).

M Результирующий расчетный крутящий момент с учетом двойного дейст вия мотора (без учета толщины пластин) составит M 1 2( M1 2 M2 ) 1 pb(r2 2 r12 ) Для учета толщины пластин подставим в уравнение (3.65) значение рабо чего объема, определяемого по выражению q 1 2b[2(r2 3 r12 ) 3 (r2 3 r1 )4z];

в результате получим 4 23 4 pq [(r22 1 r12 ) 1 (r2 1 r1 )2z].

pq Mт 124 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Влияние толщины пластин на величину момента обусловлено противо действующим моментом (торможением), развиваемым пластинами, находя щимися в нерабочей полости, которые поджимаются давлением p рабочей жидкости к профильной поверхности статора и действуют как поршни гид ромотора, направление момента которого противоположно направлению мо мента, развиваемого рабочими пластинами, т. е. эти пластины будут оказы вать тормозящее действие [1]. Момент торможения, создаваемый двумя диа метрально расположенными пластинами, находящимися в полости слива, определится (без учета сил трения) как Мтп = 2Тr = 2Рrtgl, где P = pbd — радиальная составляющая реакции от силы давления пласти ны на профиль статора (рис. 3.50б);

d и b — соответственно толщина и шири на пластины;

Т — составляющая силы реакции статора, перпендикулярная к оси пластины.

3.6.5. РЕКОМЕНДАЦИИ ПО ВЫБОРУ КОНСТРУКЦИОННЫХ МАТЕРИАЛОВ ПЛАСТИНЧАТЫХ ГИДРОМАШИН Для обеспечения работоспособности пластинчатых гидромашин пласти ны изготавливают из легированных, вольфрамовых, быстрорежущих, инст рументальных сталей типа Р18 с цианированием, закалкой до HRC 60...65, обработкой холодом, а затем полированием [1;

4]. Эти стали сохраняют ме ханические свойства при нагревании до температуры 400°С. Применение быстрорежущей стали обусловлено необходимостью предотвратить терми ческий отпуск конца пластины, контактирующей со статором, поскольку это ведет к быстрому ее износу. Ввиду того что пластины прижимаются к статорному кольцу давлением рабочей жидкости, подводимой в камеры под пластины, толщина последних обычно ограничивается 2 мм. Пластины по толщине и ширине и ротор по ширине обрабатываются по одной и той же посадке (g6 или f7), паз в роторе по ширине обрабатывается по посадке H7.

Трущиеся поверхности обрабатываются с чистотой Ra 0,32. Размеры пласти ны имеют допуски по g6 или f7,шереховатость поверхности Ra = 0,20 мкм [4].

Для уменьшения трения и вероятности защемления пластины в пазах их располагают под углом 7...15° к радиусу в сторону вращения ротора. Вылет пластины не должен превышать 0,3...0,4 полной ее высоты.

Статоры пластинчатых гидромашин изготовляют из легированных ста лей с цианированием, например стали марки ШХ 15. Они являются преци зионными деталями, так как имеют очень точную профилированную внут реннюю поверхность. Шероховатость поверхности профиля Ra = 0,1 мкм.

После закалки до HRC 60...64 и обработки холодом для стабилизации разме ров производят шлифовку по копиру.

Роторы изготовляют из легированных сталей с цианированием, напри мер 20Х, с закалкой до HRC 59...62. Шероховатость поверхностей боковых торцов Ra = 0,025 мкм, пазов Ra = 0,2 мкм. Пазы в роторе обрабатываются по посадке H7 [4].

3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ Роторы наиболее распространенных насосов имеют ширину от 10 до 40 мм;

значение r2 – r1 = 2...10 мм. Размеры окон питания выбирают такими, что бы средняя скорость рабочей жидкости в них не превышала 0,25...0,30 м/с.

Частота вращения насосов с подачей более 1250 см3/с не превышает n = = 1200 об/мин (w = 40p), с подачей до 1250 см3/с – n = 1500 об/мин (w = 50p) и c подачей до 830 см3/c — n = 1800 об/мин (w = 60p) [1].

Боковые диски изготовляют из кремнистой или марганцовистой бронзы.

Боковые крышки изготовляют из стали марки 20Х с цементацией и закал кой до HRC 59...62. Корпуса изготовляют из серого чугуна СЧ 21 40 [4].

Подшипники скольжения изготовляют из медно свинцовых или сереб ряно кадмиевых сплавов, допускающих давление до 10,0 МПа. Хорошие ре зультаты показали подшипники скольжения с вкладышами, покрытыми слоем серебра толщиной 0,5 мм. Такие подшипники допускают давление до 14,0...15,0 МПа [1].

Пример. Рассчитать и выбрать параметры пластинчатого насоса на пода чу Q = 80 л/мин при давлении р = 8,0 МПа. Величину механического и объ емного КПД принять соответственно: hм = 0,9;

hо = 0,98.

Теоретическая (расчетная) подача в этом случае определится выражением м 80 л Q 2 1,36 3 Qт 2 2 2 81,6.

4о 0,98 мин с Приводная мощность рассчитывается по формуле pQт 8,0 2 106 2 1,36 2 Nпр 3 3 3 12,1кВт.

4 0, Примем частоту вращения пластинчатого насоса равной n = 1200 об/мин.

Определим рабочий объем насоса по формуле Qт 81,6 1 q2 2 2 68 см3.

n Определим величину максимального эксцентриситета по формуле [1]:

q 3 emax 1 10k 3 1 1 4 мм, 2 0, где k = 1 при q 200 см3, k = 0,8 при 200 q 500 см3 и k = 0,6 при q 4000 см3 [1].

С учетом уравнения для теоретической подачи Qт = 2pDenb 81,6 1 Qт определим произведение Db 2 2 2 27,07 см2.

23en 23 1 1200 1 0, Диаметр статора D = 2R определяется следующим выражением (см.

рис. 3.35):

Dd 1 2 e 2 c 1 R 2 e 2 c, где с — зазор между статором и ротором.

126 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Диаметр ротора d = 2r равен сумме минимально допустимой длины за делки пластины в прорези ротора, величины рабочего хода пластины, равно го 2еmax, и зазора с между статором и ротором с учетом толщины роторной втулки и радиуса вала. Принимая с = 1 мм, толщину втулки 5,5 мм и радиус вала 17,5 мм, имеем в случае радиального расположения пластин следую щее выражение:

d 1 r 1 16 2 1 2 5,5 2 17,5 1 40 мм, d 1 80 мм, D 1 d 2 2emax 2 2c 1 90 мм.

Тогда ширина пластины рассчитывается по формуле 27,07 27, b1 1 2 30 мм.

D Рост давления приводит к росту нагрузки на вал ротора (см. стр. 107):

P = pDb = 8106 9010–3 3010–3 = 21,6 кН.

3.7. ШЕСТЕРЕННЫЕ ГИДРОМАШИНЫ (НАСОСЫ И ГИДРОМОТОРЫ) Шестеренные гидромашины просты по конструкции, удоб ны в эксплуатации, компактны, имеют небольшую массу, сравнительно дол говечны и не требуют высокой тонкости очистки рабочей жидкости.

В гидроприводах применяются шестеренные насосы, выполненные по различным конструктивным схемам (рис. 3.52).

По характеру зацепления могут быть насосы с внешним (рис. 3.52а, в) и внутренним (рис. 3.52б) зацеплением. Шестеренные насосы с внутренним зацеплением сложны в изготовлении, но дают более равномерную подачу и имеют меньшие размеры. Внутренняя шестерня 3 имеет на два три зуба меньше, чем внешняя шестерня 2. Между внутренней и внешней шестер нями установлена серпообразная перемычка 4, отделяющая полость вса сывания от полости нагнетания. При вращении внутренней шестерни ра бочая жидкость, заполняющая рабочие камеры, переносится в напорную Рис. 3. Схемы шестеренных насосов:

а — двухшестеренного с внешним зацеплением;

б — двухшестеренного с внутренним зацеплени ем;

в — трехшестеренного насоса.

3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ полость и вытесняется через серпообразные окна в крышках корпуса 1 в на порный трубопровод.

Насос с внешним зацеплением (рис. 3.52а) состоит из ведущей 1 и ведо мой 2 шестерен, расположенных с небольшим зазором в корпусе 3. При вра щении шестерен рабочая жидкость, заполнившая рабочие камеры (простран ства между зубьями шестерен), переносится из полости всасывания 4 в по лость нагнетания 5. Из полости нагнетания рабочая жидкость вытесняется в напорный трубопровод, а в полости всасывания создается разрежение, благодаря которому рабочая жидкость непрерывно поступает к насосу по всасывающему трубопроводу из гидробака. Зацепление ведущей и ведомой шестерен препятствует обратному току рабочей жидкости. У работающего насоса полость всасывания располагается с той стороны, где зубья выходят из зацепления, а полость нагнетания со стороны, где зубья входят в зацеп ление.

По форме зубьев различают насосы с прямыми, наклонными и шеврон ными зубьями. Насосы с шестернями, имеющими наклонные и шевронные зубья, отличаются от насосов с прямозубыми шестернями более равномер ной подачей, плавностью хода и бесшумностью в работе. Недостатком таких насосов является трудность осуществления герметизации напорной полости от полости всасывания [3].

По числу одновременно находящихся в зацеплении шестерен бывают двух, трех и более шестеренные насосы. На рис. 3.52в приведена схема трех шестеренного насоса. В этом насосе шестерня 3 — ведущая, а шестерни 1 и 5 — ведомые, полости 4 — всасывающие, а полости 2 — напорные. Такие насосы выгодно применять в гидроприводах, в которых необходимо иметь две независимые напорные гидролинии. Рабочий объем трехшестеренного насоса в 2 раза больше рабочего объема двухшестеренного насоса, имеющего одинаковые с ним параметры шестерен. В таких насосах вал ведущей шес терни разгружен от неуравновешенной силы Р.

Так же как и другие насосы и гидромоторы, шестеренные гидромашины изготовляют на одной конструктивной базе (в виде гаммы гидромашин). По дача (расход) обычно регламентируется шириной шестерен, а конструкцию и размеры остальных деталей гидромашин принимают неизменными. Пода чу (расход) шестеренного насоса (гидромотора) определяют по формуле [1;

3] Q 1 qn2о 1 23b(Rг 4 Rн 4 l2 )n2о, 2 2 (3.66) где Rг и Rн — соответственно радиусы окружностей головок зубьев и началь ной окружности шестерен;

b — ширина шестерен;

l = Rjcosa — половина длины линии зацепления (здесь a — угол зацепления шестерен, а j — угол поворота шестерен, рад);

при работе насоса l изменяется от l = 0 до l = lmax.

Подачу шестеренного насоса, у которого обе шестерни имеют одинако вые размеры и число зубьев, можно определить и по другой формуле, если принять объем впадин между зубьями равным объему зубьев:

Q = qnhо = 2pDmbnhо, (3.67) где D — диаметр начальной окружности;

m — модуль зацепления.

128 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН В действительности объем впадин больше объема, занимаемого зубьями.

Для насосов с шестернями, имеющими число зубьев z = 6...12, это превы шение учитывают введением в формуле (3.67) вместо 2p коэффициента k = 7, а для шестерен с корригированными зубьями k = 9,4. Поскольку для некор ригированных шестерен m = D/z формула (3.67) принимает вид D Q1 kbn2о. (3.68) z В шестеренных насосах объемные потери слагаются из утечек рабочей жидкости через боковые и радиальные зазоры между корпусом и шестерня ми, а также из потерь от неполного заполнения рабочих камер. Кроме того, часть рабочей жидкости, защемленная между зубьями, через торцевые зазо ры (в некоторых конструкциях шестеренных насосов по разгрузочным ка навкам) возвращается из полости нагнетания в полость всасывания. Эти по тери учитываются объемным КПД — ho.

Подача (расход) шестеренных гидромашин носит пульсирующий харак тер, причем частота и амплитуда пульсации зависят от угла зацепления a, угловой скорости вращения w и числа зубьев шестерен z [1]. Коэффициент неравномерности подачи (расхода) определяется по формуле [3] 1,25cos2 kн 2. (3.69) z Таким образом, с увеличением числа зубьев равномерность подачи (рас хода) гидромашины улучшается. Однако при этом подача (расход) уменьша ется [формула (3.68)] и увеличивается число пар зубьев, одновременно на ходящихся в зацеплении, что отрицательно сказывается на работе гидро машины из за запирания рабочей жидкости во впадинах шестерен. Частота колебания подачи (расхода) пропорциональна частоте вращения и числу зубь ев шестерен. Период колебаний подачи (расхода) определяется временем по ворота шестерен на угол, соответствующий одному шагу [4] T1. (3.70) nz Неравномерность подачи (расхода) вызывает пульсацию давления и от рицательно сказывается на работе насоса, гидромотора и гидропривода в це лом, создавая вибрацию. При проектировании шестеренных гидромашин, для уменьшения их размеров, число зубьев шестерен принимают возможно меньшим, а для уменьшения пульсации подачи (расхода) необходимо увели чивать число зубьев. В серийных конструкциях шестеренных гидромашин число зубьев z = 8...14.

Крутящий момент на валу шестеренной гидромашины определяют по формуле M = mzb(p1 – p2), (3.71) где p1 — давление соответственно на выходе из насоса или на входе в гидро мотор;

p2 — давление соответственно на входе в насос или на выходе из гид ромотора.

3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ В шестеренных гидромашинах на вал и ось действует неуравновешенная сила, создаваемая перепадом давления Dpн или Dргм соответственно в насосе и на гидро моторе. Считая, что изменение давления по периметру шестерни подчиняется ли нейному закону, неуравновешенная ра диальная сила может быть определена по формуле [3;

4] R = (0,6 – 0,85)bDшDp, (3.72) где Dш = D + 2m — наружный диаметр шестерни;

Dp = Dpн или Dр = Dргм.

Для уменьшения неуравновешенной силы Р ширину шестерен обычно прини мают равной не более 10m. Для компен Рис. 3. Гидравлическая разгрузка шестерен сации силы P при больших давлениях (чаще всего при p 10 МПа) прибегают к гидравлической разгрузке, для чего в корпусе насоса прокладывают узкие каналы (рис. 3.53), которыми рабочие камеры соединяются с полостями вса сывания и нагнетания.

Особенно заметно неравномерность подачи (расхода) сказывается при малой частоте вращения и значительной нагрузке. Недостатком шестерен ных гидромоторов является больший по сравнению с другими гидромотора ми момент пуска, например давление пуска ненагруженных шестеренных гидромоторов cоставляет 1...1,7 МПа, в то время как пуск поршневых гидро моторов происходит при давлении, не превышающем 0,2 МПа [3].

Шестеренные насосы получили большое распространение в гидросисте мах лесовозных автомобилей, самосвалах, дорожных и строительных маши нах, лесозаготовительных и нижнескладских машинах, а также в приводах по обработке и переработке древесины. Они работают в системах, где величи на рабочего давления составляет 10...17 МПа [8].

Шестеренные насосы с внешним зацеплением шестерен могут быть одно секционными и двухсекционными. Схема работы торцевой герметизации и разгрузки односекционного шестеренного насоса показана на рис. 3.54 [8].

При вращении ведущей 1 и ведомой 2 шестерен рабочая жидкость (мас ло) из всасывающей камеры А в полостях впадин зубьев 3 переносится в на гнетательную камеру Б. Это происходит за счет того, что при вращении зубь ев а1, а2 они вытесняют больше рабочей жидкости (масла), чем может помес титься в пространстве, освобождаемом находящимися в зацеплении зубьями b1, b2. Разность этих объемов и определяет количество рабочей жидкости, поступающей в нагнетательную камеру.

Нарастание давления по мере поворота шестерни показано на рис. 3.54a [8].

Насосы, применяемые в гидросистемах лесных машин и технологиче ского оборудования, развивают достаточно высокое давление, которое у раз личных моделей колеблется от 10 до 20 МПа. Для того чтобы обеспечить 130 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Рис. 3. Схема работы торцевой герметизации и разгрузки односекционного шестеренного насоса:

а — схема работы шестеренного на соса;

б — способы поджима втулок (платиков) для создания герметично сти по торцам шестерен у насоса;

в — схема запирания рабочей жидкости в шестеренном насосе и разгрузочные устройства.

уплотнение по торцам шестерен, применен гидравлический поджим подшип никовых втулок или специальных платиков с уплотнительными манжета ми. Для разгрузки валов с шестернями в подшипниковых втулках или шес тернях выполняют специальные разгрузочные канавки.

На рис. 3.55 представлены конструкции шестеренных насосов типа НШ 6Т 1, НШ50А 3 и НШ100А 3 [8].

В алюминиевом корпусе 18 насоса НIII100А 3 размещены подшипнико вая 5 и поджимная 11 обоймы из алюминиевого сплава. Обойма 5 имеет гнез да, в которых помещаются цапфы ведущей 16 и ведомой 17 шестерен. Ради альные зазоры в напорной камере устраняются вследствие поджатия обоймы к шестерням под действием давления рабочей жидкости, которая подводится в нажимную зону, уплотненную манжетой радиального поджима 6. Торце вые зазоры устраняются поджатием платиков 2 к торцам шестерен под дей ствием давления рабочей жидкости, подводимой под манжеты 3, 4. Крыш ка 10 закрывает отверстие в корпусе и уплотняется кольцом 9. Приводной вал уплотнен каркасной манжетой 13, которая закрепляется кольцами 14 и 15.

Техническая характеристика односекционных шестеренных насосов, применяемых в лесозаготовительных машинах и выпускавшихся на пред приятиях Министерства тракторного и сельскохозяйственного машинострое ния, приведена в табл. П4, [8].

Насосы типа НШ К отличаются несложной конструкцией, что обеспечи вает простоту и удобство монтажа, надежное уплотнение, высокую точность расположения шестерен и исключает их перекос. Для увеличения подачи насоса или получения нескольких независимых потоков рабочей жидко сти применяются многошестеренные насосы с тремя (рис. 3.56а) и более шестернями, размещенными в одном корпусе с одной ведущей шестерней.

3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ Рис. 3. Конструкция шестеренных насосов:

а — НШ 6Т 1: 1 — корпус, 2, 10 — ведущая, ведомая шестерни, 3 — подшипниковая втулка, 4 — штифт, 5 — крышка, 6 — манжета, 7 — защитная шайба, 8 — уплотнительное кольцо, 9, 11 — фигурный манжет, 12 — пластина, 13 — болт;

б — НШ50А 3 и НШ100А 3: 1 — центрирующая втулка, 2 — платик, 3, 4 — манжеты, 5, 11 — обойма, 6 — манжета радиального поджима, 7, 8 — предохранительные кольца, 9 — уплотнительное кольцо, 10 — крышка;

12 — болт, 13 — каркас ная манжета, 14 — упорное кольцо;

15 — пружинное кольцо, 16, 17 — ведущая, ведомая шестер ни, 18 — корпус;

19 — вкладыш.

132 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Рис. 3. Схемы многошестеренных (а) и многоступенчатых (б) шестеренных насосов 1 2 3 4 5 6 2 7 1234562785293 82 57372854439272 244394 77    245294 9 #!5  7 9 245 4 $4 9  77 9 '  3 29 65  8 4 77 9 2!4  2!9 ! 4 77 9 8&9 ( 4 77 9 47$ 4!"9 !

87"9 !54"9 4!"9 !

!39 8% 1234534567 348347 39 47 3 7 47  7 47 33 67 7 4  126534567 68347 39 47 47 47  7 947 64 7  7 4  12656567 6867 39 47 47 47  7 947 6 97 33 7 4  Для получения потока с большим давлением применяют многоступенчатые насосы — последовательное соединение нескольких насосов (рис. 3.56б). Для выравнивания подачи насосов устанавливают переливные клапаны.

В транспортно технологических машинах сравнительно небольшое рас пространение получили двухсекционные шестеренные насосы, спаренные из насосов с постоянным или переменным рабочим объемом. Технические характеристики этих моделей приведены в табл. 3.3 [8].

Работа шестеренных гидромоторов осуществляется следующим образом (рис. 3.52а). Рабочая жидкость из напорной магистрали поступает в полость гидродвигателя и, воздействуя на зубья шестерен, создает крутящий момент, равный 1pгм qгм D2 1pгм Mкр 2 32k 3.

b (3.73) 24 z Развиваемый рабочей жидкостью крутящий момент Мкр преодолевает момент от нагрузки, приложенной к валу шестерни 1. Так же как у насоса, линия зацепления шестеренного гидромотора изменяется от l = 0 до l = lmax.

Поэтому и колебания крутящего момента у него аналогичны колебаниям подачи шестеренного насоса.

Конструктивно шестеренные гидромоторы отличаются от насосов мень шими зазорами в подшипниках, меньшими усилиями поджатия втулок к торцам шестерен, разгрузкой подшипников от неуравновешенных радиаль ных усилий. Все это облегчает пуск гидромоторов, который рекомендуется производить без нагрузки [3].

Примером серийных шестеренных гидромоторов служат реверсивные моторы насосы МНШ 32У и МНШ 46У, имеющие технические характеристи ки, аналогичные техническим характеристикам насосов НШ 32У и НШ 46У.

При работе в режиме гидромотора при p = 10 МПа эти машины развивают крутящий момент на валу, равный соответственно 48 и 59 Нм. В отличие от насоса типа НШ У, корпус мотора насоса типа МНШ У имеет отверстие для подсоединения к нему дренажной гидролинии.

3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ Другой пример шестеренных гидромоторов — это секционные насосы моторы типа НМШ (НМШ 0,03;

2НМШ 0,05 и др.). Конструкция гидрома шин типа НМШ допускает сборку из одних и тех же деталей девяти модифи каций насосов и гидромоторов с рабочими объемами от 30 до 180 см3, с кру тящим моментом у гидромоторов от 33,5 до 200 Нм и числом напорных гидролиний у насосов от 1 до 3 [3].

Корпуса шестеренных гидромашин изготовляют из чугуна, стали или алюминия. Для изготовления шестерен используют легированные стали ма рок (20Х, 40Х, I8ХНЗА и др.) с применением цементации и закалки или азотирования. Боковые крышки выполняют, как и корпуса, из чугуна и ста ли, иногда из бронзы [1;

4;

8].

При выборе материалов для изготовления деталей шестеренных гидро машин необходимо учитывать их температурное расширение, которое при неправильном выборе может привести к заеданию шестерен.

Пример. Определить основные размеры шестеренного насоса, имеющего следующие рабочие параметры: подача Q = 50 л/мин;

номинальное давле ние p = 2 МПа;

частота вращения n = 1200 об/мин;

z = 10;

hо = 0,94;

hм = 0,95.

Теоретическая подача рассчитывается с помощью выражения 50 л Q Q1 1 1 53,2.

2 0,94 мин Рабочий объем насоса определяем по формуле Qт 53,2 1 q2 2 2 44,3 см3.

n Принимаем по ГОСТ 13824 68 q = 45 см3.

Приняв z = 10;

b = 4m, определим модуль зацепления по формуле q m13 13 1 5,64 мм.

22z4 22 3 10 3 По ГОСТ 9563 60 принимаем m = 6 мм, тогда начальный диаметр шестер ни будет Dн = mz = 6 10 = 60 мм.

Ширину шестерни определяем из формулы для рабочего объема:

q b1 1 1 19,9 мм.

2Dн 2m 2 3 6 3 2 3 0, Полезная мощность насоса определяется выражением 50 1 Nпол 2 Qp 2 2 1,67 кВт.

Мощность, потребляемую насосом, рассчитаем по формуле Nпол 1, N1 1 1 1,87 кВт.

2о 2м 0,94 3 0, 134 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН 3.8. АНАЛИЗ И РЕКОМЕНДАЦИИ ПО ИСПОЛЬЗОВАНИЮ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ МАШИН В настоящее время в различных отраслях промышленности:

автомобиле и тракторостроении, авиастроении, в производстве лесных ма шин, машин коммунального хозяйства, подъемно транспортных машин, раз личного рода технологического оборудования (кузнечно прессового), стан костроении, а также в сельском хозяйстве находят применение различные типы и типоразмеры насосов и гидромоторов, отличных друг от друга по схемам исполнения, конструкции и рабочим параметрам.

При выборе гидромашины учитывают величину давления, подачу (рас ход), угловую скорость вращения ротора, мощность, КПД, характер обслужи вания, тип рабочей жидкости, долговечность, регулируемость, допустимые пульсации потока, обратимость, уровень шума, условия эксплуатации (тем пература и загрязнение воздуха), стоимость. Ни одна из известных конструк ций гидромашин в полной мере не удовлетворяет всем предъявляемым к ним требованиям. Поэтому окончательный выбор машины зависит от того, ка кие из перечисленных требований являются основными или определяющими.

Одним из параметров, по которому можно производить выбор гидравли ческих машин, является их стоимость при прочих одинаковых характери стиках. По данным зарубежных фирм, выпускающих гидрооборудование, соотношение цен при покупке насосов будет следующим: шестеренные — 1;

пластинчатые — 1,25;

нерегулируемые аксиально поршневые — 1,95;

регу лируемые аксиально поршневые — 2,9;

нерегулируемые радиально порш невые — 2,1;

регулируемые радиально поршневые — 3,1 [27].

По этим же соотношениям цен можно судить и о стоимости насосов оте чественного производства. Однако неправильно делать вывод о преимущест вах одной конструкции машины над другой только по их стоимости, без учета эксплуатационных затрат всей гидросистемы в целом. Может оказать ся экономически целесообразным применение более дорогостоящего насоса, но рассчитанного на длительный срок службы, работающего при более высо ком давлении и регулируемого, так как в этом случае можно снизить стои мость других элементов гидросистемы, уменьшить затраты на ремонт и об служивание гидромашины и т.


д. Известно, например, что в гидроприводах с дроссельным регулированием срок службы рабочей жидкости из за ее «мя тия» меньше, а объем гидробаков больше, чем в гидроприводах с объемным регулированием. Кроме того, при дроссельном регулировании мощность, потребляемая нерегулируемым насосом, больше мощности, потребляемой регулируемым насосом в гидроприводах с объемным регулированием. В ре зультате из за более частой смены, большего расходования рабочей жидко сти и электроэнергии общие экономические показатели гидросистемы с де шевым нерегулируемым насосом могут оказаться хуже экономических по казателей гидросистем с дорогим, но регулируемым насосом.

Насосы и гидромоторы с аксиальным или близким к аксиальному располо жением цилиндров являются наиболее распространенными в гидравлических 3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ системах (гидроприводах). По числу разновидностей конструктивного ис полнения они во много раз превосходят прочие типы гидромашин.

При прочих равных условиях надежность работы гидромашины опреде ляется степенью конструктивной сложности насосов и гидромоторов. Ма шина будет тем надежнее, чем проще ее конструкция и чем меньше узлов и деталей она имеет, так как известно, что выход из строя любой детали нару шает работоспособность, а следовательно, и надежность гидромашины. В этом отношении пластинчатые и особенно шестеренные гидромашины выгодно отличаются от роторно поршневых. Как правило, шестеренные и пластин чатые гидромашины оказываются и более надежными в работе.

Сравнивая между собой пластинчатые и шестеренные гидромашины, сле дует подчеркнуть, что у первых больше поверхностей скольжения, по кото рым должна обеспечиваться герметизация. В условиях эксплуатации гидро систем, когда окружающий воздух запылен и загрязнен микронными части цами песка и глинозема, абразивный износ контактирующих поверхностей у пластинчатых машин происходит интенсивнее, чем у шестеренных. Соот ветственно в процессе эксплуатации падение объемного коэффициента по лезного действия у пластинчатых гидромашин оказывается существеннее, чем у шестеренных. Не случайно, что в гидросистемах лесных, сельскохо зяйственных и дорожно строительных машин в большинстве случаев пред почтение отдается шестеренным гидромашинам [2–4;

19].

Шестеренные гидромашины (насосы) применяются для создания давле ния p = 2,0...2,5 МПа при подачах более Q = (1,0...1,33)10–4 м3/с при объем ном КПД hо = 0,7...0,9, числе зубьев z = 6...10. При улучшении технологии изготовления деталей и применении жестких допусков и высококачествен ных материалов давление, создаваемое шестеренными насосами, может быть увеличено до 11 МПа. Недостаточное уплотнение пластинчатых гидромашин препятствует их использованию при высоких давлениях. При частоте вра щения n = 1000 об/мин давление, создаваемое такими насосами, не превы шает p = 2 МПа.

Роторно поршневые гидромашины в конструктивном отношении значи тельно сложнее шестеренных и пластинчатых, однако они допускают плав ное регулирование и реверс, просты в управлении, обладают возможностями дистанционного и автоматического управления. Преимуществом роторно поршневых гидромашин является и то, что детали их рабочих пар являются телами вращения, а потому они проще в изготовлении и могут быть выпол нены с малыми зазорами. Благодаря малым зазорам роторно поршневые гид ромашины могут работать при высоких давлениях, имея сравнительно вы сокий объемный коэффициент полезного действия [2;

3].

Особо следует отметить их высокую энергоемкость на единицу массы.

В зависимости от конструкции и величины рабочего давления удельная мас са (энергоемкость) регулируемых насосов с ручным управлением подачей находится в пределах 3...10 кг/кВт (большее значение относится к насо сам, работающим на более высоких давлениях). В насосах же с высокой частотой вращения (n = 20 000 об/мин) энергоемкость достигает 12 кг/кВт.

Масса нерегулируемых насосов или гидромоторов равной мощности мень 136 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН ше регулируемых в два раза;

соответственно удельная масса (т. е. приходя щаяся на единицу мощности) нерегулируемых насосов находится в пределах 1,5...5,0 кг/кВт. Массовое преимущество гидромоторов этого типа по срав нению с электродвигателями составляет от ~ 80 раз для малой и до ~ 12 раз для большой мощности.

Особенностью рассматриваемых машин является относительно малый момент инерции вращающихся частей, что имеет существенное значение при использовании их в качестве гидромоторов [19].

Роторно поршневые насосы и гидромоторы находят применение в регу лируемых гидропередачах, к которым предъявляются высокие требования в отношении точности и скольжения, массы и габарита. К таким передачам от носятся гидравлические следящие системы, гидрообъемные трансмиссии транс портных машин, гидросистемы кузнечно прессового оборудования и т. д.

При сравнении между собой роторно поршневых гидромашин необходи мо иметь в виду следующие обстоятельства:

1) благодаря торцевому распределению объемные потери у аксиально поршневых гидромашин меньше, а следовательно, они могут работать при большем давлении, чем радиально поршневые. При этом с увеличением дав ления объемный КПД аксиально поршневых машин практически не изме няется;

2) наиболее распространенное число цилиндров в аксиально поршневых машинах равно z = 7...9, диаметры цилиндров гидромашин (насосов, гидро моторов) обычно находятся в пределах 10...50 мм, а рабочие объемы машин — в пределах 5...10 000 см3. Максимальный угол между осями цилиндрового блока и наклонной шайбы обычно равен в насосах 20° и в гидромоторах 30°;

3) аксиально поршневые насосы могут иметь большие скорости враще ния вала;

4) при одинаковых габаритах подача аксиально поршневых насосов боль ше, а удельная масса (масса насоса на единицу мощности) меньше, чем у радиально поршневых насосов;

5) полный КПД аксиально поршневых гидромашин выше, чем у ради ально поршневых, в частности насосы и гидромоторы этих типов имеют вы сокий объемный КПД, который для большинства моделей достигает при оп тимальных режимах работы значений 0,97...0,98. Многие зарубежные фир мы гарантируют для насосов с подачей (2,2...2,5)10–3 м3/с объемный КПД при давлении 35 МПа не менее 0,99. Общий КПД этих насосов составляет примерно 0,95;

6) насосы и гидромоторы с аксиальным расположением цилиндров при меняются при давлениях 21...35 МПа и реже — при более высоких давлени ях (насосы с подачей до 400 л/мин часто выпускаются на рабочее давление до 55 МПа). Мощность уникальных насосов, выпускаемых для некоторых отрас лей промышленности (для прокатных станов и пр.), достигает 2950...3310 кВт при подаче до 8700 л/мин и более;

7) радиально поршневые насосы и гидромоторы работают при меньших давлениях p 20...25 МПа, что связано с тем, что они имеют цапфенное рас пределение, в отличие от торцового у аксиально поршневых гидромашин;

3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ 8) аксиально поршневые гидромашины требуют более тонкой очистки рабочей жидкости, чем радиально поршневые;

9) производство и конструкция аксиально поршневых гидромашин слож нее, чем радиально поршневых;

10) радиально поршневые гидромоторы могут развивать значительно большие крутящие моменты, чем аксиально поршневые.

В качестве примера применения роторно поршневых гидромашин мож но указать на гидрообъемную трансмиссию транспортных машин. В такой трансмиссии гидропередача компонуется из высокооборотного регулируе мого аксиально поршневого насоса и нерегулируемых высокомоментных радиально поршневых гидромоторов. При этом гидромоторы могут быть раз мещены непосредственно в ободе автомобильного колеса. Применение тихо ходных высокомоментных радиально поршневых гидромоторов позволяет в нужных случаях уменьшить количество понижающих механических пере дач и даже совсем исключить их из привода машины.

Сравнивая различные типы гидромашин, следует обратить внимание и на их способность воспринимать динамические нагрузки, вызванные рез ким изменением скорости и моментов. Шестеренные гидромашины, детали которых имеют больший запас прочности, лучше других воспринимают пе регрузки и могут работать при больших скоростях. Меньшую способность выдерживать перегрузки имеют пластинчатые гидромашины, уязвимым местом которых является линия контакта пластин с ротором. Хуже других воспринимают динамические нагрузки аксиально поршневые гидромаши ны, имеющие меньшие запасы прочности деталей из за их компактной ком поновки.

Машины и механизмы лесной промышленности работают в очень слож ных и тяжелых условиях. В настоящее время в гидросистемах этих машин наилучшим образом зарекомендовали себя шестеренные и пластинчатые гид ромашины. Однако при дальнейшем совершенствовании лесного машино строения (увеличении мощности машин, применении гидрообъемных транс миссий, при проектировании высокоточных поточных линий и т. д.) найдут свое применение и роторно поршневые гидромашины [3].

3.9. ГИДРОДВИГАТЕЛИ ПРЯМОЛИНЕЙНОГО И ПОВОРОТНОГО ДВИЖЕНИЯ 3.9.1. ГИДРОЦИЛИНДРЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН В гидросистемах лесовозных и самосвальных автомобилей, подъемных кранов, тракторов, строительных, дорожных и лесозаготовитель ных машин в качестве силового звена применяют гидроцилиндры. Гидроци линдр — гидродвигатель, у которого выходное силовое звено совершает пря молинейное, возвратно поступательное движение. Гидроцилиндры можно разбить на две группы: поршневые и телескопические. В свою очередь, порш невые гидроцилиндры могут быть двустороннего и одностороннего дейст вия, телескопические — всегда одностороннего действия. В конструкцию 138 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН могут вводиться элементы, обеспечивающие демпфирование или регулирую щие торможение при окончании рабочего хода. В некоторых случаях воз можно применение плунжерных конструкций, однако они применяются до вольно редко.


Условные обозначения возможных вариантов гидроцилиндров приведе ны в табл. 3.4 [8].

Гидроцилиндр имеет корпус 1 (рис. 3.57а), в котором находится пор шень 3;

шток 5 поршня выходит наружу и соединяется с нагрузкой. Для устранения наружных утечек рабочей жидкости по неподвижным и подвиж ным разъемам (соединениям), а также внутренних перетечек жидкости из 1 2 3 4 5 6 2 7 89 123456478494 6 78 4 64586 827   8 4 6 8 462 5678424976642 8 94 6 785827     882 44 12345673789 4 74 37 2 9 4 8 4 4   374 8 4 4  5 5828 22 92 69 5   882 2 9 4    8894  45   8894  22 92 6945   882 2 9 !9 "998 !9 "9984 42#2 45$ 42#2    889 !9 "9984 42#2 $   889 !9 "998 42595244 4   8   2892 45%4   !9 "998 !9 "99845   882 5%6728 2 9 3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ Рис. 3. Схемы гидроцилиндров одной рабочей полости в другую указанные разъемы герметизируются при помощи уплотнительных колец 2 и 4 или иных уплотнительных устройств.

Рабочая жидкость, поступающая в цилиндр под некоторым давлением, дей ствуя на его поршень, развивает усилие, преодолевающее трение и внешнюю нагрузку, приложенную к штоку 5.

Различают гидроцилиндры с односторонним и двусторонним штоком, понимая под первыми поршневой гидроцилиндр со штоком с одной стороны поршня (рис. 3.57а) и под вторым — гидроцилиндр со штоком, расположен ным по обе стороны поршня (рис. 3.57б). Часть рабочей камеры а (рис. 3.57а) гидроцилиндра, ограниченная корпусом, поршнем и крышкой, называется поршневой полостью, а часть рабочей камеры б гидроцилиндра, ограничен ная рабочими поверхностями корпуса, поршня, штока и крышкой, называ ется штоковой полостью.

Поршневой гидроцилиндр с заданным соотношением площадей порш ня 3 и штока 5 называют дифференциальным гидроцилиндром (рис. 3.57а), а гидроцилиндр с рабочей камерой, образованной рабочими поверхностями корпуса и плунжером, — плунжерным гидроцилиндром (рис. 3.57в) [3].

Последние отличаются простотой изготовления, поскольку обработке с точностью, требующейся для обеспечения герметичности, подлежат лишь поверхности диаметром d штока и буксы под шток и отпадает необходимость в обработке внутренней поверхности цилиндра. Нередко целесообразно со единить с движущейся (перемещаемой) частью машин не шток, а корпус цилиндра. Жидкость в цилиндр в этом случае подводят через гибкие трубо проводы (шланги) либо через каналы в штоке (рис. 3.57г).

Расчетное движущее усилие Р на штоке, развиваемое давлением рабочей жидкости на поршень (трением поршня и штока, а также противодавлением в нерабочей полости и силой инерции пренебрегаем), упрощенно подсчиты вается по формуле P = pS, (3.74) где р — давление рабочей жидкости;

S — рабочая (эффективная) площадь поршня.

140 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Эффективная площадь S поршня вычисляется: для цилиндра, представ ленного на рис. 3.57a, при подаче рабочей жидкости в поршневую полость по формуле 1D S2, для цилиндра, представленного на рис. 3.57а, при подаче жидкости в што ковую полость и для цилиндра, представленного на рис. 3.57б, при условии равенства диаметров правого и левого штоков по формуле 1( D2 2 d2 ) S3, где D и d = d1 = d2 — соответственно диаметр поршня и штоков.

Для случая d1 d2 эта площадь вычисляется по формулам:

§ при подаче рабочей жидкости в левую полость:

1( D2 2 d1 ) S3, § при подаче рабочей жидкости в правую полость:

1( D2 2 d2 ) S3.

Для цилиндра одностороннего действия (рис. 3.57в) рабочей площадью является площадь сечения штока (плунжера):

1 D Sшт 2.

Расчетную скорость поршня v (без учета утечек рабочей жидкости) опре делим, приравняв объем, описываемый поршнем в единицу времени, объему жидкости, поступающей в гидроцилиндр (рис. 3.57а).

Поскольку объем, описываемый поршнем, соответствует расходу пода ваемой в гидроцилиндр рабочей жидкости, который определяется выраже нием Q = vS, скорость поршня будет Q v1. (3.75) S Из приведенного следует, что при одинаковой подаче жидкости в обе по лости цилиндра (рис. 3.57а) скорость штока при поступлении рабочей жид кости в штоковую полость будет больше скорости при подаче в поршневую полость в отношении D.

2 1 d D В соответствии с этим диаметр поршня (внутренний диаметр цилиндра) рассчитывают без учета потерь на трение и противодавления по выражению 4P D1, 2p P где p 1 — рабочее давление жидкости;

Р = pS — усилие, развиваемое порш S нем (цилиндром);

S — рабочая (эффективная) площадь поршня.

3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ Объем цилиндра с учетом вышеприведенных зависимостей определится выражением P Vц 1 SH 1 H, p где H — ход поршня.

Следовательно, при использовании гидроцилиндра, схема которого при ведена на рис. 3.57а и 3.58а, представляется возможным путем выбора раз меров D и d иметь большие усилия при ходе штока в одном направлении (при подаче рабочей жидкости в левую полость цилиндра) и большие скорости при обратном ходе (при подаче рабочей жидкости в правую полость цилинд ра). Скорость поршня этого гидроцилиндра при подаче жидкости в левую (vл) и правую (vпр) полости определяется как 4Q 4Q vл 3 ;

vпр 3.

4 1 D2 – d2 4D Из приведенных выражений следует, что если площадь сечения штока 3d2 будет равна половине площади сечения гидроцилиндра 1D2, то ско рость поршня при одном и том же расходе рабочей жидкости при движении в левую сторону будет в 2 раза больше, а развиваемое усилие — в 2 раза мень ше, чем при движении в правую сторону. Этому условию соответствует сле дующее соотношение [1]: d 1 D. При d 1 D скорость поршня при движе 2 нии в левую сторону при том же расходе рабочей жидкости Q будет пре вышать его скорость при движении в правую сторону более чем в 2 раза.

Рис. 3. Схемы к расчету гидроцилиндров 142 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН В соответствии с этим развиваемое усилие при ходе в левую сторону будет при том же давлении вдвое меньше усилия при ходе в правую сторону [1].

Расчет движущего усилия с учетом сил инерции и трения. На поршень гидроцилиндра действуют силы:

§ статическая (расчетная) сила Рст = pS, развиваемая давлением р рабочей жидкости на эффективную площадь поршня S;

§ сила трения Rтр поршня и штока в буксе;

§ сила инерции Rин движущихся частей в переходных режимах (при уско рении и замедлении);

§ противодействующая сила F, равная произведению давления в сливной полости рсл на эффективную площадь поршня этой полости Sсл:

F = pcлScл.

В соответствии с этим эффективная сила на штоке поршня определится выражением Pэф = Pст – (Rтр + Rин + F).

Сила трения Rтр состоит из силы трения покоя (Rпок) и силы трения дви жения (Rдв).

Сила трения покоя (трение при пуске) определяется выражением Rпок = mпокmg, где mпок — коэффициент трения покоя;

m — масса подвижной части цилинд ра (при горизонтальном расположении последнего).

Сила трения движения может быть рассчитана с помощью зависимости Rдв = mдвmg, где mдв mпок — коэффициент трения при движении.

Сила инерции движущих частей:

Rин = –mд. чw, где mд. ч = m + rV — масса движущихся частей (включая жидкость);

1 2 2 h — t ускорение движущихся частей;

V — объем рабочей жидкости со стороны слив ной полости;

r — плотность рабочей жидкости;

h и t — соответственно путь и время.

Этот вид нагрузки приобретает особенно важное значение ввиду повыше ния в современных машинах быстродействия гидросистем. Так, число ходов гидравлического 10 тонного пресса с гидродвигателем прямолинейного дви жения достигает 400 в минуту. Число же реверсирований гидропривода пря молинейного движения с относительно небольшой массой и ходом достигает 1000 в минуту. В этом случае гидропривод сравним лишь с пневматическим инструментом ударного действия, допускающим до 1500...1700 реверсов в минуту [1].

В соответствии с вышесказанным вводят понятие пускового КПД, кото рый представляет собой отношение полезной силы Рэф, создаваемой давле нием рабочей жидкости, к теоретической (расчетной) силе Рст:

3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ Pэф Pст 1 (Rтр 2 Rин 2 F ) Rтр 2 Rин 2 F 3пуск 4 4 Pст Pст Pст или Rтр 1 Rин 1 F 2 1 3 4пуск.

Pст При равномерном движении сила инерции Rин = 0, в соответствии с этим Pэф = Рст – (Rтр + F).

Противодействующая сила в рабочем цилиндре двустороннего действия различна для противоположных сторон поршня. Для цилиндров с односто ронним штоком (рис. 3.57a) сила F имеет при одинаковом противодавлении на противоположных сторонах поршня различную величину в зависимости от направления движения. Это обусловлено разницей в эффективных пло щадях поршня. При втягивании (ходе влево) штока 1D F 2 pсл S1 2 p, 1D где S1 2 — полная площадь поршня (площадь сечения цилиндра).

При выдвижении (ходе вправо) штока 1 ( D2 2 d 2 ) F 3 pсл S2 3 p ;

1 ( D2 2 d2 ) где S2 3 — площадь штоковой полости цилиндра;

рсл — противо давление (давление в сливной полости).

Следовательно, эффективная сила при равномерном выдвижении штока (Rин = 0):

Pэф = Pст – Rтр – F = S1p1 – mmg – S2pсл;

при втягивании штока:

Pэф = S2p1 – mmg – S1pсл, где р1 — рабочее давление.

Вследствие различия эффективных площадей поршня различными бу дут, в зависимости от направления движения, и объемы (объемные расходы) вытесняемой жидкости.

В рабочем цилиндре одностороннего действия (плунжерном цилиндре, рис. 3.57в) вытесняемый объем жидкости равен нулю, в соответствии с чем имеем при равномерном движении следующее выражение:

Pэф = Pст – Pтр, и КПД гидроцилиндра при равномерном движении определяется как Pэф Pст 1 Rтр Rтр 2дв 3 3 311.

Pст Pст Pст 144 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН При пуске двигателя противодействующую силу F можно считать рав ной нулю, в соответствии с чем усилие при пуске [1]:

Рэф. пуск = Рст – Rтр – Rин.

Широко применяются схемы, в которых ускоренное перемещение порш ня требуется лишь на части прямого хода. Для обеспечения такого движе ния поршня дополнительно используется рабочая жидкость, вытесняемая из штоковой полости (рис. 3.58). В той схеме штоковая полость постоянно соединена с напорной магистралью, а поршневая — попеременно с напорной и сливной. Для перемещения поршня 1 влево рабочая жидкость подается через распределитель 3 в правую полость цилиндра 2, а левая полость соеди няется с гидробаком (рис. 3.58а). Движущее усилие Р1 и скорость v1 переме щения поршня в этом случае определяются из выражений:

1 ( D2 2 d 2 ) 4Q P3 p;

v1 3.

1 ( D2 2 d 2 ) Для обеспечения движения поршня 1 в правую сторону обе полости цилиндра 2 соединяют через распределитель 3 между собой и с насосом (рис. 3.58б). В результате рабочая жидкость, вытесняемая из правой полос ти цилиндра 2, поступает в его левую полость вместе с рабочей жидкостью, подаваемой насосом. Усилие Р1, развиваемое поршнем, в этом случае опреде ляется как разность усилий Рл и Рпр, развиваемых давлением р рабочей жид кости соответственно на левую и правую эффективные площади поршня:

1 ( D2 2 d2 ) 1D2 1d P 3 Pл 2 Pпр 3 p2 p3 p.

4 4 Следовательно, эффективной площадью поршня в рассмотренной схеме является площадь сечения штока с диаметром d:

1d S2.

При определении скорости поршня следует учитывать, что рабочая жид кость, вытесняемая из правой (штоковой) полости цилиндра, поступает в левую полость и заполняет при движении поршня часть освобождаемого им объема. Следовательно, скорость поршня определится некомпенсированной площадью поршня, равной разности эффективных площадей левой и правой полостей цилиндра:

1D2 1( D2 2 d2 ) 1d 2 3 3 S.

4 4 В соответствии с этим скорость поршня определится выражением Q 4Q v1 1 1.

S 2d Подбором величин диаметров поршня D и штока d можно получить тре буемые соотношения усилия и скоростей движения поршня. В частности, из 3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ схемы (рис. 3.58а) и приведенных выше расчетов видно, что если площадь цилиндра Sц 2 1D вдвое больше площади штока Sшт 2 1d, т. е. Sц = 2Sшт, 2 4 D что соответствует d 1, то скорость v1 движения поршня и развиваемые им усилия на штоке P при движении поршня как в правую (v1;

P1), так и в левую (v2;

P2) стороны будут равны и определяться как 1D2 1d pSц P 2P 2 2 pSшт 2 p2 p;

1 2 8 4Q 1Q Q v1 2 v2 2 v 2 2 2.

2 Sц Sшт 1d При d 1 D рабочая (эффективная) площадь будет определяться выра жениями:

§ при движении поршня влево 1( D2 2 d2 ) S1 3 ;

§ при движении поршня вправо 1D S2 2.

В схемах с постоянным питанием штоковой полости силового цилиндра в системе питания часто применяют газогидравлический аккумулятор. На рис. 3.59а показана гидравлическая схема включения гидроцилиндра в гид росистему с аккумулятором [1]. Аккумулятор включается в штоковую по лость гидроцилиндра, противоположная (поршневая) полость которого со единена с трехходовым золотниковым распределителем 4, и с его помощью периодически соединяется с гидробаком или насосом.

При подаче рабочей жидкости от насоса через распределитель 4 в правую полость цилиндра 2 его поршень будет перемещаться влево, вытесняя рабочую жидкость из левой полости цилиндра в газогидравлическнй аккумулятор 3.

При соединении правой полости цилин дра 2 со сливной линией (гидробаком) (рис. 3.59б) его поршень будет переме щаться вправо под действием рабочей жидкости, вытесняемой из аккумуля тора 3.

При питании правой полости гидро цилиндра рабочей жидкостью под дав лением рн усилие, развиваемое порш нем в конце хода, определяется выра жением Рис. 3. 1( D2 2 d2 ) 1D Гидравлическая схема включения P3 pн 2 pак. max.

гидроцилиндра в гидросистему 4 с газогидравлическим аккумулятором 146 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН а б При питании цилиндра от аккуму лятора это усилие определится выра жением 1( D2 2 d2 ) P3 в pак. min, Рис. 3. 4 Схемы к расчету габаритов где рн — давление питания (нагнета гидроцилиндров ния);

рак. max и рак. min — максимальное и минимальное давление в аккумуляторе при изменении его газового объема в результате вытеснения рабочей жидкости из полости цилиндра и наоборот.

Скорость перемещения поршня цилиндра при питании его насосом с по дачей Q определится выражением 4Q v1 1.

2D При питании цилиндра от аккумулятора скорость устанавливается регу лируемым дросселем 1 [1].

В случаях, когда требуется получить в обычной схеме включения цилин дра одинаковые усилия при постоянном давлении или одинаковую скорость при постоянном расходе жидкости при движении в обе стороны, цилиндр снабжают ложным штоком того же диаметра, что и силовой шток (3.57б).

Однако применение подобных цилиндров увеличивает габариты машины, так как движущийся шток выходит за пределы цилиндра по обе стороны.

Нетрудно видеть, что если для цилиндра с односторонним штоком при ходе H требуется обеспечить для его размещения пространство длиной больше 2H (рис. 3.60а), то для цилиндра с двухсторонним штоком эта длина при тех же условиях будет больше 3H (рис. 3.60б). Однако если в схеме с двусторон ним штоком подвижным выполнить цилиндр, а неподвижным — поршень (рис. 3.57г и 3.60в), то длина этого пространства будет равна длине цилиндра с односторонним штоком.

Цилиндры с двусторонним штоком более сложны в изготовлении, необ ходимо выдерживать строгую концентричность трех поверхностей — внут ренних в цилиндре и внешних на поршне и штоках [1].

Для получения нескольких скоростей применяют гидроцилиндры со сту пенчатым поршнем. Такой гидроцилиндр (см. рис. 3.61а) имеет три рабочих камеры вместо двух, имеющих место в рассмотренных выше схемах. Третья камера образована скалкой 6, входящей в цилиндр 4 и являющейся одновре менно штоком поршня 5 [1].

При подаче рабочей жидкости через канал 1 в эту камеру имеет место максимальная скорость:

4Q v1 1 2, 2d и минимальное усилие:

p1d P2.

При подаче рабочей жидкости в канал 2 получим среднюю скорость:

4Q v2 1, 2 ( D2 – d2 ) 3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ и усилие:

p1( D2 2 d2 ) P3.

При подаче рабочей жидкости одновременно в каналы 1 и 2 получим ми нимальную скорость:

4Q v3 1, 2D и максимальное усилие:

p1D P2.

Цилиндры со ступенчатым поршнем применяются в машинах, в которых требуется обеспечить ускоренный подвод и отвод режущего или пилящего инструмента и медленный рабочий ход. Схема включения такого гидроци Рис. 3. Схемы гидроцилиндра со ступенчатым поршнем (а) и включения его в гидросистему (б) и (в) 148 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН линдра представлена на рис. 3.61б [1]. На основе схемы многокамерного гид роцилиндра (рис. 3.61в) могут быть построены автоматические системы электрогидравлического дискретного регулирования скорости выходных звень ев гидродвигателей. Схема одной из возможных дискретных систем имеет два многокамерных гидроцилиндра 7 и 9, поршни которых расположены на об щем штоке 8, связанном с выходным звеном, к которому приложена нагрузка.

Регулирование скорости выходного звена осуществляется за счет под ключения к питательному насосу с постоянной подачей, соответствующей комбинации камер (полостей) гидроцилиндров 7 и 9, имеющих различные объемы. Такие подключения производятся электромагнитными золотника ми 10, управляемыми по заданной программе с помощью блока управления.

Путем соответствующих комбинаций этих камер имеется возможность из менять в широких пределах текущую скорость выходного звена (штока 8) и обеспечивать любой характер его движения — от дискретного до непрерыв ного [1].

Рассмотренные выше величины движущегося усилия [выражение (3.70)] вычислены без учета потерь от трения движущихся частей. С учетом этих по терь от трения фактическое движущее усилие определится выражением [1] Pф = Phм где hм — механический КПД силового гидроцилиндра.

В зависимости от различных факторов hм колеблется от 0,97 до 0,85;

среднее значение hм = 0,95.

Сила трения зависит главным образом от конструкции цилиндра и каче ства материала и изготовления уплотнений поршня и штока, причем во мно гих случаях она достигает больших значений (многих десятков Н). Сила тре ния при трогании поршня с места в 2...3 раза превышает силу трения в уста новившемся его движении.

Чистота обработки зеркала цилиндра (трущейся поверхности) должна быть не ниже Ra 0,63 мкм;

посадка поршня в цилиндре — по классу f9 [1].

Фактический расход рабочей жидкости Q, расчетная скорость v движе ния поршня гидроцилиндра и площадь S поршня связаны зависимостью vS Q1, 2о где Q — расход жидкости в силовом гидроцилиндре;

ho = vф/vт — объемный КПД силового гидроцилиндра;

vф и vт — соответственно фактическая и тео ретическая скорости поршня.

В цилиндрах, поршни которых уплотнены резиновыми или кожаными манжетами, либо резиновыми кольцами, утечки рабочей жидкости практи чески отсутствуют, поэтому объемный КПД можно принять равным едини це. При уплотнении поршня разрезными металлическими кольцами объем ный КПД может составлять 0,98...0,99. Герметичность часто оценивается коэффициентом утечек, который определяется выражением qут Qт 1 Q kут 2 2.



Pages:     | 1 |   ...   | 2 | 3 || 5 | 6 |   ...   | 16 |
 





 
© 2013 www.libed.ru - «Бесплатная библиотека научно-практических конференций»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.