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 |   ...   | 5 | 6 || 8 | 9 |   ...   | 16 |

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

-- [ Страница 7 ] --

включается в работу ограничитель расхо 1 — напорный клапан;

2 — ограничитель расхода;

3 — гидроцилиндр;

4 — дроссель. да. В этот момент (рис. 4.36а) поршень 220 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН ограничителя расхода передвинется вправо и прикроет окна 4 настолько, что перепад давлений на калиброванном отверстии 2 достигнет предельно го Dpо, при котором расход через ограничитель также станет предельным и равным Qo. В дальнейшем изменение нагрузки вызывает ответное измене ние площади проходного сечения окон 4 и перепад давлений Dр на них (рис. 4.36а). Однако эти изменения будут такими, что расход через ограни читель, а следовательно, и скорость движения исполнительного механизма останутся постоянными. Это соответствует правой части кривой, изображен ной на рис. 4.36б [3].

Для того чтобы ограничитель расхода выполнял свое назначение в гидро системе, его нужно устанавливать на выходе гидродвигателя. Принцип ра боты ограничителя расхода использован при конструировании аварийных клапанов, предназначенных для отключения напорной гидролинии в случае разрушения или повреждения трубопровода. В этом случае, если со стороны отверстия 5 (рис. 4.36а) давление резко упадет (например, при обрыве шлан га или при повреждении присоединения), поршень 3 переместится в крайнее правое положение и тем самым блокирует напорную гидролинию.

4.5. ДЕЛИТЕЛИ ПОТОКА Делители потока предназначены для деления одного потока рабочей жидкости на два или более равных потоков независимо от величины противодавления в каждом из них. Делители потока применяют в гидросис темах машин, в которых требуется обеспечить синхронное движение парал лельно работающих гидродвигателей, преодолевающих неодинаковую на грузку.

На лесозаготовительных, дорожных и строительных машинах от одного насоса приводятся в действие сразу несколько исполнительных органов од новременно, поэтому имеется необходимость один поток рабочей жидкости разделить на два или более при равном расходе, независимо от нагрузки на исполнительных органах, или обеспечить одинаковую подачу к синхронно работающим одинаковым гидродвигателям неравнозначно нагруженным.

На рис. 4.38 представлена принципиальная схема делителя потока, ко торый состоит из двух нерегулируемых дросселей 1 и двух дросселей 21 и 22, проходные сечения которых могут автоматически изменяться благодаря пе ремещению плунжера 3.

При равенстве нагрузок Р1 = P2 и эффективных площадей поршней гид роцилиндров давление р1 = р2, перепад давлений Dp = (р3 – р4) = 0, плунжер делителя занимает среднее положение, а расходы в обеих линиях одинако вые. Если нагрузка на один из гидродвигателей изменится, то под действием возникающего перепада давлений на плунжере делителя он начнет смещать ся из среднего положения, изменяя одновременно проходные сечения дрос селей 21 и 22.

Перемещение прекратится, когда давления р3 и р4 станут равными. В этом положении плунжера расходы в обеих ветвях будут одинаковыми. Если на грузка на один из гидродвигателей увеличится настолько, что движение его 4. РЕГУЛИРУЮЩАЯ И НАПРАВЛЯЮЩАЯ ГИДРОАППАРАТУРА прекратится совсем, то плунжер делите ля переместится в крайнее положение и полностью перекроет дроссель во второй ветви. Движение второго гидродвигате ля также прекратится, и весь расход ра бочей жидкости будет идти через напор ный клапан гидросистемы. Таким обра зом, поддержание равенства расходов в обеих ветвях осуществляется за счет дрос селирования потока в той ветви, где гид родвигатель нагружен меньше.

Характеристика ветвей делителя Dр = = f(Q) приведена на рис. 4.39а. На этой характеристике кривыми 1 и 2 устанав ливается расход жидкости в левой и пра вой ветвях делителя при одинаковых пе репадах давления Dр1 = рн – р1 и Dр2 = рн – – р2, т. е. при одинаковых нагрузках на гидродвигатели [3]. Этому случаю будет соответствовать среднее положение плун жера делителя, когда расходы рабочей жидкости в обеих ветвях одинаковы и равны Qн/2. Если нагрузка на один из гидродвигателей (например, на левый) увеличится и давление достигнет р1, то Рис. 4. Делитель потока: плунжер делителя передвинется вправо.

а — принципиальная схема включения;

При давлении питания рн = const это вы б — условное обозначение.

зывает уменьшение перепада давлений Dр и расхода через дроссель 21 (рис. 4.39а), ко торый станет равным Qн/2. Если нагрузка Рис. 4. Зависимости:

а — Dp = f(Q);

б — DQ/Qн = f(Qh) делителя потока.

222 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН на второй гидродвигатель остается прежней, то р2 и Dр2 также не изменятся.

Однако за счет перемещения плунжера делителя проходное сечение дроссе ля 22, а следовательно, и его характеристика Dp = f(Q) изменится (кривая 2).

Для того чтобы расходы в ветвях были одинаковыми, точка а новой характе ристики правой ветви должна определиться как точка пересечения ордина ты Dр2 с абсциссой Qн /2 [3].

Точность деления потока, т. е. статическая погрешность делителя, за висит от соответствия расходных характеристик входных дросселей (рис. 4.38а), от величины силы трения плунжера о корпус и от расхода гид родвигателей.

При конструировании делителей входные дроссели экспериментально подбирают так, чтобы их расходные характеристики были одинаковыми.

Сила же трения является неустранимой причиной, влияющей на точность деления потока. Установим это влияние.

Плунжер 3 делителя придет в движение лишь тогда, когда перепад давле ний Dр, вызванный несоответствием нагрузки на гидродвигатели, создает силу, равную силе трения Т, т. е. когда Т = Dр/S (S — эффективная площадь плун жера делителя потока). Перепад давлений на плунжере делителя может быть определен как разность перепадов давлений Dрдр на входных дросселях, т. е.

4p 5 p3 6 p4 5 ( p 6 4pдр ) 6 ( pн 6 4pдр ) 5 1 4pдр 6 4pдр 2.

3 3 33 3 (4.27) Перепады давлений на входных дросселях можно определить из уравне ний расходов жидкости через них:

(Q1 )2 1 (Q2 )2 2 3pдр 4 ;

3pдр 4, (51 ) 1 ( 12 )2 (S2 )2 2 (S )2 где S1 и S2 — площади проходных сечений входных дросселей.

Для деления потока на две равные части дроссели подбирают так, чтобы 1 m1 = m2 = m, а S1 = S2 = S. Подставляя значения 2pдр и 2pдр в уравнение (4.27), получим 1 Qн 2p 3 [(Q2 )2 4 (Q1 )2 ] 3 2 2 2Q, (4.28) 5 S2 2 5S где Q2 + Q1 = Qн — суммарный расход в обеих ветвях делителя;

Q2 – Q1 = DQ — рассогласование, т. е. неточность деления потоков.

Из уравнения (4.28) можно определить статическую относительную по грешность деления потока:

2Q 212 S2 k 3 2р 3 (4.29), Qн 4(Qн )2 т (Qн ) 212 S где k 2 3pт — коэффициент, характеризующий конструкцию делите ля потока;

Dpт = T/S — перепад давлений, необходимый для преодоления силы трения плунжера о корпус при его страгивании с места.

Таким образом, статическая относительная погрешность деления потока прямо пропорциональна (S/Qн)2 и Dрт. При постоянных проходных сечениях 4. РЕГУЛИРУЮЩАЯ И НАПРАВЛЯЮЩАЯ ГИДРОАППАРАТУРА входных дросселей относительная погрешность увеличивается с уменьше нием расхода Qн потока. При этом рассогласование движения поршней гид роцилиндров, вызванное погрешностью деления потока, нарастает с увели чением числа их ходов. Поэтому такие делители применяют для синхрони зации движения гидродвигателей в гидросистемах со сравнительно мало изменяющимися расходами, а для ликвидации рассогласования в гидросис тему включают напорные клапаны 4 (рис. 4.38а). Пружина напорных кла панов настраивается на давление в гидросистеме, превышающее рабочее.

В таком случае при рассогласовании движения, когда поршень одного из гидродвигателей придет в крайнее положение, поршень второго (менее на груженного) гидродвигателя будет продолжать двигаться благодаря тому, что поток рабочей жидкости проходит через клапан 4. Другое решение уст ранения рассогласования — установка в крышке делителя винтов, ограни чивающих движение плунжера настолько, чтобы в крайних положениях ра бочие окна регулируемых дросселей были частично открыты [3].

Для уменьшения погрешности деления расхода применяют делители с регулируемыми входными дросселями. В таких делителях с увеличением расхода пропорционально увеличиваются и проходные сечения входных дрос селей. На рис. 4.39б приведены зависимости относительной погрешности от расхода рабочей жидкости в гидросистеме для делителей с нерегулируемы ми (кривая 1) и регулируемыми (кривая 2) входными дросселями. Эти зави симости построены при Dрт = 0,1 МПа.

Другим показателем, характеризующим работу делителей потока, явля ется его нечувствительность, которая определяется разностью давлений Dр = р3 – р4 на торцах плунжера, соответствующей началу или прекращению его движения. Нечувствительность зависит от сил трения в паре плунжер — корпус делителя и от гидродинамических сил, возникающих при истечении рабочей жидкости через регулируемые дроссели. Один из наиболее эффектив ных путей снижения нечувствительности делителя — придание его плунжеру вращательного движения. С этой целью плунжер оборудуют парой сопел, по вернутых к его оси на 90°. Рабочая жидкость, вытекая из сопел в торцевые камеры, за счет реактивных сил струй приводит плунжер во вращение. При этом сила статического трения заменяется силой вязкого трения жидкости и тем самым исключается защемление плунжера в корпусе делителя [3].

Делители потока типа КД предназначены для разделения основного по тока рабочей жидкости на два (табл. 4.12) [8].

Рассмотрим работу аналогичного делителя потока Г75 6, схема которого показана на рис. 4.40 [8]. Он состоит из корпуса 9, двух нерегулируемых 3 и двух регулируемых 10 дросселей, крышек 6, 11, подвижного плунжера 7, уплотнительных колец 5.

При направлении потока рабочей жидкости от насоса в отверстие I она направляется к выходным отверстиям II, к которым подключены гидродви гатели (гидроцилиндры, гидромоторы), работающие синхронно, но с равны ми или разными нагрузками.

Если нагрузки одинаковые, плунжер 7 занимает среднее положение, так как в полостях А и Б будет одинаковое давление. При нарушении равновес 224 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН 1 2 3 4 5 6 2 7 89 1234562785293 82 57252298 95 9 4 62  524 4529    " " " 45299 8  29  9   9 ! 9  9   9 ! 732 123456789 49 9 9 9 9 9    469 2 695936 62 4892 6 9  5489  9 !9 9  9 !9  9 54 489 9 " 9 9 9 " 9  9  #89 "9  "9 !9 "9  "9 ! $229%9 ""9 9 &9 9 '9  5259(29)*+9 4759274549 24 66 а б Pиc. 4. Схема делителя потока плун жерного типа модели Г75 6:

а: 1 — приемная крышка, 2, 4, 5 — уплотнения, 3 — два нерегулируе мых дросселя, 6, 11 — боковая крыш ка, 7 — подвижный плунжер, 8 — гильза делителя, 9 — корпус, 10 — регулируемые дроссели;

б — распо ложение каналов в плунжере сумми рующего клапана.

ного состояния — а это возможно при увеличении нагрузки на одном из гидро двигателей (гидроцилиндр, гидромотор) — плунжер будет смещаться в сторо ну гидродвигателя с меньшей нагрузкой, что ведет к уменьшению проходно го сечения, и гидродвигатель (менее нагруженный) уменьшит скорость в со ответствии с уменьшением скорости более нагруженного гидродвигателя [8].

Каждый из диафрагменных дросселей выполнен в виде пластины, имею щей три пары калиброванных отверстий с различными диаметрами. Благо даря этому при небольшой перенастройке делителя его можно применять в трех диапазонах минимальных и максимальных расходов: Qmin/Qmax = 2/7;

5/14 и 2/18 (исполнение Г75 6) и Qmin/Qmax = 4/11;

9/24;

и 22/36 (исполне ние Г75 62). Делитель типа Г75 6 рассчитан на максимальное давление 12,5 МПа. Относительная ошибка деления потока не превышает 3%, а не чувствительность составляет 0,04...0,05 МПа [3].

4. РЕГУЛИРУЮЩАЯ И НАПРАВЛЯЮЩАЯ ГИДРОАППАРАТУРА Принципиальную схему, аналогичную схеме делителя потока, имеют сум маторы потоков, предназначенные для объединения двух потоков в один.

В частности, сумматор типа Г75 отличается от делителя лишь расположени ем каналов 3, соединяющих нерегулируемые дроссели с торцами плунже ра 4 (рис. 4.40б).

4.6. РЕГУЛЯТОРЫ РАСХОДА И ДРОССЕЛИ Дроссели и регуляторы потока (расхода) являются гидроап паратами неклапанного действия и предназначены для регулирования ско рости движения выходного звена гидродвигателей (гидроцилиндров и гид ромоторов) в гидросистемах с нерегулируемыми насосами. Кроме того, дрос сели как конструктивный элемент входят в состав другой регулирующей и распределительной аппаратуры (золотниковых гидрораспределителей с гид равлическим управлением, клапанов и др.).

Дроссели являются конструктивным звеном в гидросистемах, которые регулируют расход и давление и по характеристике или характеру приведен ной функции они могут быть линейными и нелинейными. В машинах лес ной промышленности наибольшее распространение получили конструкции регулируемых и нерегулируемых дросселей, обладающие нелинейной харак теристикой.

Основной характеристикой гидродросселя является зависимость расхо да Q от перепада давлений Dр в подводимом и отводимом потоках: Q = f(Dp).

В линейных дросселях, или дросселях вязкостного сопротивления, потери давления определяются в основном трением жидкости в канале. В дросселях такого типа устанавливается ламинарный режим течения рабочей жидко сти, а перепад давления практически прямо пропорционален скорости тече ния в первой степени. Расход через линейный дроссель с каналами круглого сечения определяется по закону Пуазейля:

1d Q 2 3p, (4.30) 1284l где l и d — соответственно длина и диаметр канала;

n — кинематический коэффициент вязкости;

r — плотность рабочей жидкости;

Dр — перепад дав ления в подводимом и отводимом потоках.

На рис. 4.41 представлена схема ре гулируемого линейного дросселя, в кото ром дросселирующий канал выполнен в виде винтовой нарезки на цилиндриче ской поверхности пробки 1.

Рабочая жидкость подводится к от верстию А и, пройдя через канал, посту пает к отверстию Б. Регулирование вели чины Dр осуществляется за счет переме Рис. 4. щения пробки 1 относительно корпуса Линейный регулируемый дроссель 226 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН с помощью рукоятки 3, благодаря чему изменяется длина канала, соединяю щего отверстия А и Б. Для канала прямоугольного сечения со сторонами а и b расход выражается приближенной формулой:

a 3 b Q 1 2p. (4.31) 8l34(a 5 1) Основным недостатком линейных дросселей, ограничивающим сферу их применения, является нестабильность характеристики дросселя при изме нении температуры рабочей жидкости, обусловленная зависимостью вязко сти рабочей жидкости от температуры.

Из формул (4.30) и (4.31) следует, что чем меньше длина пути, тем боль ше pacxoд рабочей жидкости через дроссель, и наоборот. Площадь живого сечения и длину канала устанавливают из условия получения в дросселе требуемого перепада давлений и исключения засоряемости канала механи ческими примесями, содержащимися в рабочей жидкости.

В нелинейных дросселях потери давления связаны с отрывом потока и вихреобразованием. Частным случаем нелинейного дросселя является квад ратичный дроссель, потери давления в котором прямо пропорциональны ско рости (расходу) во второй степени. Потери на трение в квадратичных дроссе лях практически отсутствуют, благодаря чему расход через дроссель не за висит от вязкости жидкости и, следовательно, характеристика дросселя остается стабильной в широком диапазоне эксплуатационных температур.

Это преимущество квадратичных дросселей определило их широкое исполь зование в гидравлических системах.

По конструктивному оформлению эти дроссели могут быть щелевыми, крановыми, шайбовыми, золотниковыми, игольчатыми (рис. 4.42).

Рис. 4. Принципиальные схемы дросселей:

а — шайбовый;

б — пакетный шайбовый;

в — игольчатый;

г — щелевой;

д — крановый;

е — ком бинированный;

ж — условное обозначение. 1 — корпус;

2 — винт;

3 — игла;

4 — диафрагма;

5 — дроссельная шайба;

6 — втулка;

7, 8 — детали дросселя.

4. РЕГУЛИРУЮЩАЯ И НАПРАВЛЯЮЩАЯ ГИДРОАППАРАТУРА Простейший квадратичный дроссель представляет собой отверстие с ост рой кромкой, толщина которой 0,2...0,5 мм (рис. 4.42а).

Расход рабочей жидкости через такой дроссель рассчитывается по фор муле Q 1 2 S 3p, (4.32) где S — площадь проходного сечения;

m — коэффициент расхода, значение которого постоянно для каждого типа дросселя и определяется эксперимен тально. При больших значениях Rе для приближенных расчетов можно при нимать m = 0,6...0,65.

При ламинарном течении рабочей жидкости m = f(Rе). Пример зависимо сти m = f(Rе) для шайбового дросселя представлен на рис. 4.43.

Для получения больших перепадов давления или малых расходов при Dp = const необходимы отверстия очень малых диаметров, что неизбежно приводит к засорению. Кроме того, при диаметре отверстия d 0,1 мм на блюдается явление облитерации, заключающееся в зарастании отверстия вследствие оседания на твердой поверхности его краев слоя поляризованных молекул рабочей жидкости. Поэтому на практике в качестве настраиваемого дросселя применяют пакет дросселирующих шайб, отверстия в которых мож но сделать достаточно большими, а степень дросселирования обеспечить чис лом шайб в пакете (рис. 4.42б). Отверстия в шайбах пакета должны иметь диаметр d = 0,5...1,5 мм. Расстояние между шайбами выбирается из усло вия 3...5d, толщина кромки отверстия d = 0,5...l,0d, диаметр шайбы D 10d.

При сборке пакета шайб оси отверстий в них смещаются так, чтобы отвер стия не находились одно против другого.

Расход через дроссель, у которого расстояние между шайбами и диамет ры отверстий в шайбах равны, определяется из соотношения k1 22p Q3, S (4.33) n где S — площадь отверстия в шайбе;

Dр — перепад давления на пакете шайб;

m — коэффициент расхода для одной шайбы;

n — число шайб в пакете (число ступеней);

k — коэффициент взаимно го влияния ступеней дросселя, который может быть принят равным 1,25 для турбулентного течения и k = 1,0 для ла минарного течения рабочей жидкости.

При расчете числа шайб (числа сту пеней) следует учитывать, что чем боль ше число ступеней, тем стабильнее ко эффициент расхода при изменении кри терия Re и, следовательно, стабильнее характеристика дросселя в широком диапазоне температур.

Суммарное сопротивление дросселя Рис. 4. Зависимость m = f(Rе) регулируется подбором соответствую 228 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН щего количества пластин. Для рассматриваемого варианта это сопротивле ние обусловлено суммарными потерями давления при истечении через от верстия в тонкой стенке, определяемыми по формуле v 1p 2 34 n, (4.34) где x — коэффициент местного сопротивления дросселирующей шайбы;

v — средняя скорость жидкости в потоке за дросселирующей шайбой.

К нелинейным относятся также и комбинированные дроссели, в которых потери давления по длине и местные потери соизмеримы и в равной степени оказывают влияние на расход рабочей жидкости через дроссель. На характе ристику комбинированных дросселей влияет вязкость рабочей жидкости, поэтому такие дроссели целесообразно применять в гидросистемах, в кото рых температура рабочей жидкости изменяется в небольших пределах.

Для того чтобы дроссель отвечал своему назначению, скорость движения рабочей жидкости в рабочем окне дросселя должна быть в 9...10 раз больше скорости в подводящем трубопроводе или канале. С учетом сказанного в прак тических расчетах площадь проходного сечения дросселя S определяют по эмпирической формуле: S @ 0,1Sтр (Sтр — площадь поперечного сечения под водящего трубопровода или канала).

Важной характеристикой дросселей является их равномерная и устойчи вая работа при малых расходах. Из формулы для определения расхода через дроссель видно, что при известном перепаде давлений Dр изменить расход жидкости через дроссель можно, изменяя площадь его проходного сечения.

Однако устойчивая работа дросселя возможна при уменьшении площади лишь до определенного предела, ниже которого расход становится неста бильным. Это объясняется облитерацией (заращиванием) проходного сече ния дросселя.

Исключить облитерацию и добиться стабильности малого расхода можно прежде всего за счет увеличения площади проходного сечения дросселя и соответствующего уменьшения перепада давлений. Однако такой путь не всегда возможен. Поэтому в ответственных гидросистемах при малых расхо дах жидкости применяют специальные конструкции дросселей. В таких дрос селях рабочему органу (игле, пробке, диафрагме и т. д.) сообщаются непре рывные вращательные или осциллирующие движения. Благодаря этим дви жениям на рабочей поверхности рабочего окна дросселя не образуется слоя адсорбированных молекул и не происходит заращивания щели.

Схема золотникового дросселя конструкции Г77 2 приведена на рис. 4.44а [8]. Проход рабочей жидкости через конус золотника 6 осуществляется че рез перекрываемый золотником канал 7. За счет изменения гидравлическо го сопротивления изменяется величина расхода и соответственно давление.

В щелевых и крановых дросселях величина расхода рабочей жидкости так же изменяется за счет регулирования проходного сечения. В гидросистемах лесозаготовительных, строительных и дорожных машин часто применяют дрос сели, работающие с системой обратного клапана, что обеспечивает ограниче ние потока в одном направлении и его свободное протекание в обратном.

4. РЕГУЛИРУЮЩАЯ И НАПРАВЛЯЮЩАЯ ГИДРОАППАРАТУРА Рис. 4. Дроссели:

а — схема золотникового дросселя Г77 2: 1 — вход ное отверстие, 2, 5 — крышка, 3 — пружина, 4 — выходное отверстие, 6 — золотник, 7 — выходная щель, 8 — корпус;

б — щелевой дроссель 62: 1 — регулировочная муфта дросселя, 2 — корпус, 3 — упор пружины, 4 — пружина, 5 — опорное кольцо, 6 — клапан, 7 — уплотнение, 8 — конус;

в — про ливочная характеристика [3].

1 2 3 4 5 6 2 7 89 1234562785293 82 5745839 7722 2 59 245  59454   8 45 54 429 122  9 59 54 4 49 73 7391"72#$ 89 7729  24529 9 87 5591! 62 98   7729 1223456 476 8999 76 1223486 476 8999 76 4 667 6 476 8999 76 5 1223426 476 8999 76  3 46 476 8999 76 7 5 3476 476 8999 76 36 476 8999 76 4 3 46 476 8999 76 7 5 3476 476 8999 76 346 476 8999 76 4 Технические характеристики золотниковых дросселей приведены в табл. 4.13 [2;

8].

На рис. 4.44б приведена конструкция щелевого дросселя с обратным кла паном модели 62. При движении рабочей жидкости в направлении слева на право она проходит через регулируемую щель дросселя;

при обратном дви жении клапан 6 открывается и рабочая жидкость проходит без сопротивле ния. Обратный клапан открывается при давлении 0,05 МПа. Технические характеристики таких дросселей приведены в табл. 4.14 [8].

Дроссели могут быть установлены в виде шайб с отверстиями с регулиро ванием потока в двух направлениях или в одном.

Технические характеристики дросселей Г77 3 приведена в табл. 4.15 [2].

230 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН На рис. 4.45 представлена схема серийно выпускаемого кранового дрос селя типа Г77 3. Рабочая жидкость поступает из гидросистемы в отверстие А и через щель, образованную отверстием Б во втулке 2 и профилированную пробку 1, поступает на выход в отверстие В. Изменение проходного сечения щели (вплоть до полного закрытия) осуществляется за счет поворота проб ки 1 вокруг ее оси рукояткой 3.

1 2 3 4 5 6 2 7 89 1234562785293 82 572239 7722979 498  4  8 229 772 4  524 45298  2 4 973229 9  9 !9 " 123456789 499 9 9 9  4636789 29 489 9 9 9   4293  !5369"#$9 9 9 9 9 6463649 9 9 9  9 23649 9 9 9  "229%9 9 &9 9 ' 1 2 3 4 5 6 2 7 89 1234562789 392589 7722  1592 99         1234567859         2 7 1643584     23539 2 7 1234567852  6754  6 Рис. 4. Крановый дроссель типа Г77 4. РЕГУЛИРУЮЩАЯ И НАПРАВЛЯЮЩАЯ ГИДРОАППАРАТУРА Дроссели типа Г77 2 и Г77 3, а также типа ДО и ДР работают на минераль ном масле с кинематическим коэффициентом вязкости (18...60)10-6 м2/с при температуре масла до 50°С. Рекомендуется применять индустриальное мас ло 20 или 30 (ГОСТ 20799 75). Дроссели типа ДО и ДР допускают использова ние масел c кинематическим коэффициентом вязкости до 410–4 м2/с.

Недостатком дросселей является неравномерность расхода, вызванная изменением перепада давлений у дросселя. На рис. 4.44в приведена проли вочная характеристика дросселя Г77 11 Q = f(Dp), из которой видно, что с изменением перепада давлений (вызванного, например, изменением нагруз ки на гидродвигатель) изменяется расход через дроссель, а следовательно, и расход на том участке гидросистемы, где этот дроссель установлен. Это до пускает применение дросселей в гидросистемах только тех машин, где нагруз ка на гидродвигатель не изменяется или когда в условиях переменной нагруз ки изменение скорости движения исполнительного механизма допустимо.

Рис. 4. Регулятор потока типа Г55 2:

а — конструкция;

б — принципиальная схема;

в — условное обозначение.

232 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Для частичного или полного устранения неравномерности расхода при меняют стабилизаторы расхода, в которых перепад давлений на дросселе Dр во время его работы поддерживается примерно постоянным. Принципиаль ная схема и конструкция такого стабилизатора регулятора потока типа Г55 приведена нa рис. 4.46а, б, а его условное обозначение — на рис. 4.46в.

Конструктивно этот аппарат состоит из последовательно включенных редукционного клапана 1 и дросселя 2. Расход рабочей жидкости через регу лятор устанавливается дросселем, а постоянство перепада давления на дрос селе — редукционным клапаном. В установившемся режиме без учета сил трения и инерции равновесие редукционного клапана 1 определяется сле дующим уравнением:

1D2 1D 2 p4 3 Pпр 3 cx.

p 4 Перепад давлений на дросселе находят по формуле 4( Pпр 1 cx) 2p 3 p3 4 p4 3, 5D а расход жидкости через дроссель — из уравнения 1p Q 2 3S 2, где Рпр — усилие, создаваемое пружиной 3 редукционного клапана. Для се рийных конструкций регуляторов потока 4Pпр/pD2 = 0,3...0,35 МПа;

с — жесткость пружины 3 редукционного клапана;

x — перемещение редукцион ного клапана;

р4 — давление рабочей жидкости за дросселем;

для схемы вклю чения регулятора потока, изображенной на рис. 4.46б, это давление определя ется сопротивлением сливной гидролинии, его можно принять постоянным;

р3 — давление жидкости перед дросселем;

благодаря редукционному клапану давление р3 поддерживается постоянным независимо от характера изменения нагрузки, преодолеваемой гидродвигателем (в пределах, когда р2 р3).

Благодаря постоянству перепада давлений на дросселе расход рабочей жидкости через регулятор и скорость движения выходного звена гидродви гателя не изменяются при изменении нагрузки.

Вид проливочной характеристики Q = f(Dp) регулятора потока Г55 21 при веден на рис. 4.47. При работе гидропри вода вследствие изменения коэффициен та расхода m, вызванного колебаниями температуры рабочей жидкости, расход через регулятор все же изменяется. Для серийных конструкций регуляторов это изменение составляет 10...12%.

Благодаря малому перепаду давле ний Dр = р 3 – р 4 = 0,3...0,35 МПа тре Рис. 4. Проливочная характеристика буемый расход через регулятор можно регулятора потока 4. РЕГУЛИРУЮЩАЯ И НАПРАВЛЯЮЩАЯ ГИДРОАППАРАТУРА 1 2 3 4 5 6 2 7 89 1234562785293 82 575859  9 73 98   8 9  9 9 9  123456789 499 9 9    9 43 29 489 4293 6!9 9 9 9 64636789 9 "9 # 9 636789 #9 9  $53696463649%9  %229&9 '9 '(9  пропускать при сравнительно больших проходных сечениях дросселя. Это повышает надежность работы гидропривода, особенно при малых расходах, так как при больших проходных сечениях исключается облитерация рабо чих окон дросселя.

Регуляторы расхода (потока) в гидросистемах лесных машин обеспечива ют заданный скоростной режим исполнительного органа машины, регулируя количество рабочей жидкости независимо от нагрузки. Они могут выполнять ся отдельно или работают в комплекте с предохранительными клапанами.

В настоящее время получили распространение регуляторы расхода (по тока) типа ПГ 55 (табл. 4.16), которые в комбинации с предохранительными клапанами работают в диапазоне температур 10...70°С при кинематическом коэффициенте вязкости рабочей жидкости равном (0,1...2,0)10-4 м2/с [8].

4.7. КОНСТРУКЦИОННЫЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ИЗГОТОВЛЕНИЯ ГИДРОАППАРАТУРЫ Корпус гидроаппаратуры изготовляют обычно из стали 40Х с термообработкой до HRC 40...45. Запирающие элементы изготовляют из стали типа ШХ 15 с термообработкой до HRC 60...64 и последующей обра боткой холодом. Седла клапанов обычно изготовляют из стали 40Х или 12ХН3А с термообработкой до HRC 40...45. Для трущихся поверхностей запирающих элементов и корпуса параметр шероховатости составляет Ra = 0,40...0,10. Зазоры назначают в пределах 8...20 мкм. Номинальный за зор тем меньше, чем меньше диаметр запорного элемента и чем более жест кие требования по герметичности предъявляются к гидроаппаратуре [4].

Пример [4]. Определить основные размеры конического предохранитель ного клапана прямого действия со следующими параметрами: давление от крытия ро = 16 МПа, увеличение давления DрQ = 0,5 МПа при пропускании расхода Q = 2 л/с. Рабочая жидкость — минеральное масло.

Условный проход подводящего канала при скорости рабочей жидкости v = 4 м/с определится выражением Q Dу 1 1,13 1 1,13 1 2,52 см.

v 234 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Принимаем Dу = 25 мм, a = 45°. Средний диаметр рассчитаем по формуле dср = Dу + 0,5 = 25,5 мм.

Высота подъема клапана определится выражением 1 2000 Q H2 2 2 0,031см.

34dср sin 5 2( po 6 7pQ ) 0,61 8 4 8 2,55 8 0,77 8 100 2 8 16,5 8 Жесткость пружины рассчитаем по формуле 2pQ 1Dу 0,5 3100 3 1 3 6, Н с4 4 4 8000.

0,031 3 H4 см Усилие пружины в случае предварительной деформации определится выражением 1Dу 1 2 6, Рпр 3 рк 3 16 2 102 3 7840 Н.

4 Для определения предварительной деформации пружины используем следующую зависимость:

Рпр x1 1 2 1см.

c Давление закрытия клапана рассчитаем по формуле Рпр рзакр 3 3 3 15,33 МПа.

1 4 2 5 1 6 5,1 6 0,1 Dу 4 5 [( Dу 5 0,1)2 7 Dу ] 4 2,5 Гистерезис клапана определим по уравнению Dргист = рк – рзакр = 16 – 15,33 = 0,67 МПа.

Площадь опорной фаски клапана:

1 Sоп 2 [( Dy 3 0,1)2 4 Dy ] 2 (6,76 4 6,25) 2 0,4 см2.

4 Давление на опорную фаску:

Рпр 1 2 1,5 2 1,5 2 294 МПа.

0, Sоп Клапан следует изготовлять из стали, у которой s @ 400 МПа.

Вопросы для самоконтроля 1. Какие функции выполняют гидроаппараты в объемном гидроприводе?

2. На какие типы подразделяются гидроаппараты по конструкции запорно регу лирующего органа?

3. Дайте классификацию гидроаппаратов по назначению.

4. Изобразите принципиальную конструктивную схему гидроаппарата с запорным органом золотникового типа.

5. Какой гидроаппарат называют клапаном?

6. В чем заключается основное отличие между клапаном и дросселем?

7. Дайте классификацию гидрораспределителей по конструктивным признакам.

4. РЕГУЛИРУЮЩАЯ И НАПРАВЛЯЮЩАЯ ГИДРОАППАРАТУРА 8. Приведите пример условного обозначения гидрораспределителя по ГОСТ 2.781 68.

9. Какими факторами обусловливается выбор величины осевого перекрытия в распределителях золотникового типа?

10. Для выполнения каких функций предназначены двух, трех, четырехходовые золотниковые гидрораспределители?

11. Перечислите возможные способы управления гидрораспределителями золотни кового типа.

12. Для чего предназначены вспомогательные гидрораспределители?

13. Основные особенности распределителя Р 75. Что означает термин «плавающее положение золотников»?

14. Изобразите схему гидрораспределителя 4/3 с запертыми отводами нагнетатель ных линий и сливом при среднем положении золотника.

15. Изобразите конструктивную схему гидрораспределителя с плоским золотником.

16. Объясните принцип работы гидрораспределителя кранового типа. Приведите его условное обозначение.

17. Изобразите конструктивную схему и условное обозначение гидрораспределите ля кранового типа 3/2.

18. Чем отличаются гидроклапаны прямого и непрямого действия?

19. Объясните принцип действия напорного гидроклапана.

20. Что такое гистерезис клапана?

21. Назначение редукционных гидроклапанов.

22. Изобразите конструктивную схему редукционного гидроклапана и его условное обозначение.

23. Назначение обратного гидроклапана, его условное обозначение.

24. Назначение поддерживающего клапана, его отличие от обратного клапана.

25. Назначение и принцип действия гидрозамка.

26. Принцип работы ограничителя расхода (гидродросселя).

27. Назначение делителя потока в гидросистеме, его состав.

28. Какова должна быть скорость рабочей жидкости в рабочем окне дросселя по сравнению с ее скоростью в трубопроводе и почему?

29. Объясните принцип работы стабилизатора расхода.

236 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН ГЛАВА 5. ТРУБОПРОВОДЫ, РУКАВА ГЛАВА И ПРИСОЕДИНИТЕЛЬНАЯ АРМАТУРА В реальных конструкциях агрегаты гидросистемы распола гаются на некотором расстоянии друг от друга, причем это расстояние может быть весьма значительным по сравнению с собственными размерами агрега тов. Лишь в редких случаях, когда агрегаты расположены вплотную один к другому или на каком либо общем основании, удается направлять потоки рабочей жидкости по сверленым, фрезерованным, литым, штампованным и аналогичным каналам, выполненным в корпусах гидроаппаратуры и проме жуточных деталях. В большинстве же случаев магистрали гидроприводов выполняются в виде трубопроводов.

В зависимости от конструктивного назначения трубопроводы делятся на жесткие (обычно металлические трубы) и гибкие (резиновые шланги, гиб кие металлические рукава, хлорвиниловые трубки).

Жесткие трубопроводы в пределах своей упругости могут применяться для соединения подвижных элементов системы. В то же время гибкими тру бопроводами соединяют элементы, не имеющие относительного смещения (для уменьшения передачи вибраций, из соображений удобства монтажа и т. п.).

Основной характеристикой трубопровода является его условный проход (номинальный внутренний диаметр). Ряд нормализованных условных про ходов по ГОСТ 355 52 приведен в табл. 5.1.

При назначении трубопровода необходимо также знать его наружный диаметр и зависящий от него минимальный радиус гиба (табл. 5.2, 5.3) [13].

Внутренний диаметр трубопроводов d, мм, зависит от расхода Q, м3/с, и скорости течения жидкости v, м/с, и может быть найден также по формуле Q d 1 1130. (5.1) v При расчете допускаемая скорость v должна быть такой, чтобы потери давления не превышали 5...10% от давления в напорной гидролинии;

в не которых случаях эта величина может составлять до 20...30%.

5. ТРУБОПРОВОДЫ, РУКАВА И ПРИСОЕДИНИТЕЛЬНАЯ АРМАТУРА 1 2 3 4 5 6 2 7 89 123456789 4799 123456799 445825 9 !6 9 123456799 445825 9 !6 491129 8"#!9 4911399 8"#! 12 32 452 72 32 852 82 32 952 6 2 32 52 52 5 1942 552 12 32 642 42 5 42 452 652 5 942 9 2 642 2 6552 162 642 6642 752 42 6452 259721444622 !2"!222275552#2$2 ! "2 !

2 % &2 2 '2 2  (2  ( !)2   ) 2 '#2 *+,2 -(2 ' .2 -('2 &&2 #2 $2 - 2+ /+)2-('!2228462.02- / ,2 !"2"2.,221 2/22,2' )# 1 2 3 4 5 6 2 7 89 1234567839 2 32 276    33 123456782 12 69 3245   11   54  64 362  4 633 633 22 31234 44 21234 44  44  942 12345 63745 865 965 1 5 632 45 465 1665 713745 6345 45 1265 7 3 45 63 45 965 1 65 22345 15 1665 7665 873745 13745 1265 7 65 895 1345 1465 2665 65 75 1965 2 65 4345 7345 7745 8465 99345 25 7 45 4265 1 1115 85 7865 965 25555555 !"5# "5 35 $%&5 '(5 5 5 )5 *5 $5 5$ 35 5 +5 &"5 5 35 735 5,5 5 $5 $(5 5  -355$5(5(55$535-35))55.$/ Q Q Dу 1 11,3 S мм;

S 1 см2 ;

Dу 1 4,6 мм, 6v v 555 950121 238 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН 1 2 3 4 5 6 2 7 89 123456784927 3 74725 7 12 32 42 562 572 512 542 772 25 7342 77117 42 572 532 762 712 742 832 332 24 4723456784927212347 24 273427 87526 572 542 792 862 892 892 172 962 312347 25 2 22222 1 2 3 4 5 6 2 7 89 12345467589 3 4 57758  78 23 4 3 27 624582 1234 34 564 23 4  2 7888564 94 3888 4 77589 65 В соответствии с этим в напорных магистралях рекомендуются в зависи мости от давления нижеследующие величины скоростей в табл. 5.4.

Во всасывающих магистралях скорость рабочей жидкости должна быть 0,5...2 м/с, в сливных — 2 м/с.

В табл. П8 ниже жирной линии расположена область Q/d 4, что при принятой размерности и при кинематическом коэффициенте вязкости мас ла, равном 410–5 м2/с (масло индустриальное 20, t = 32°С), соответствует тур булентному режиму течения рабочей жидкости (Re 2320).

Выбор диаметра трубопровода для системы гидро или пневмопривода может производиться также на основе технико экономического расчета.

Мощность, затрачиваемая на прокачку рабочей жидкости, определяется за висимостью N = DрQ, где Dр — потери энергии при перемещении объемного расхода.

При ламинарном течении рабочей жидкости Dрл ~ d–4, а при турбу лентном — Dрт ~ d–5, т. е. с увеличением диаметра потребная мощность на прокачку рабочей жидкости при прочих равных условиях уменьшается, что приводит к уменьшению затрат на прокачку K1. Увеличение диамет ра трубопровода приводит к росту металлоемкости, а следовательно, и к увеличению капитальных затрат K2 на сооружение гидро или пневмолинии.

Оптимальным будет диаметр dопт, при котором суммарные затраты будут минимальными, т. е.

K1 + K2 = min.

Рис. 5. К определению Результаты таких расчетов пред оптимальной величины ставлены на рис. 5.1. диаметра трубопровода dопт 5. ТРУБОПРОВОДЫ, РУКАВА И ПРИСОЕДИНИТЕЛЬНАЯ АРМАТУРА 5.1. ЖЕСТКИЕ ТРУБОПРОВОДЫ В качестве жестких трубопроводов в объемных гидроприво дах наиболее часто используются стальные бесшовные холоднотянутые и холоднокатаные трубы (ГОСТ 8734 58) при Dy 30 мм и горячекатаные сталь ные трубы (ГОСТ 8732 58) при Dу 30 мм. Материал труб — сталь 10 и 20.

Реже применяются сварные стальные трубы. Для соединения узлов и аппара туры в гидросистемах с рабочим давлением 16...25 МПа применяют стальные бесшовные холоднодеформируемые трубы из стали 10 и 20 (ГОСТ 8734 80), а также гибкие рукава высокого давления (ГОСТ 6826 78, 10362 76, ТУ 22 4272 80) с конструкцией неразъемных наконечников, выполненных по ТУ 22 4169 78, ТУ 22 4272 78, 22 4584 80. Все они рассчитаны на рабочее давление, равное 16...25 МПа [8].

Применяются также трубы из алюминиевых сплавов (ГОСТ 1947 56) и трубы из красной меди (ГОСТ 617 64). Применение последних не рекоменду ется вследствие дефицита меди и в связи с отрицательным воздействием меди на стойкость минеральных масел. Применение медных труб допускается толь ко при необходимости их гибки вручную по месту. При давлении до 0,6 МПа иногда применяются винипластовые трубы по ТУ МХП 4251 54.

Напряжения в материале труб от статического давления р могут быть определены по следующим формулам [13;

14]:

5 рDн § для тонкостенных труб (Dн/d 16), 1 2 ;

§ для толстостенных труб (Dн/d 16), Dн 1 22Dн 1 3 4 5p.

2(d 1 2) В этом случае минимальная толщина стенки определится выражением Dн 1 | 3 | 4 р 5 min 6 7 1 9.

2 |3| 7 р В формулах приняты следующие условные обозначения d — толщина стенки в мм;

s, [s] — соответственно действующее и допускаемое напряже ние в материале труб в Н/м2. Обычно [s] = 0,3...0,5sв, где sв — временное сопротивление на разрыв.

При нарушении формы сечения (вмятины, сплющивания), а также в мес тах установки жестких связей (хомутов, присоединений и т. п.) напряжения могут возрасти соответственно в 1,25...2 раза.

При пульсирующем характере изменения давления р в трубе производят проверку на усталость по формулам [13;

14]:

§ для тонкостенных труб (Dн/d 16), 1 5 pDн 3D 3 24 56 ko 3, 4 24 17k 240 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН dmax 1 dmin где kо 2 — коэффициент, характеризующий овальность сечения, dmax 3 dmin 1 2 1min kр 3 max — коэффициент, характеризующий разностенность трубы, 1max 4 1min dmax, dmin — соответственно наибольшее и наименьшее значения размеров осей овала;

dmax, dmin — соответственно наибольшее и наименьшее значение толщины стенки трубы;

§ для толстостенных труб (Dн/d 16) 1 2 4, 10 р(а2 5 b2 ) 3 4e(2b 5 e) 2b2 5 a2 ab 67 91 5 2ko 2 2 8 2 2 8 b2 a 8b a 8 b 8 2be a 2 5 b a где а, b — cоответственно среднее значение наружного и внутреннего радиу 1 2 1 min са трубы;

e 3 max — эксцентриситет наружной поверхности трубы от носительно внутренней.

Допускаемое напряжение при расчете труб на усталость обычно умень шают в два раза по сравнению с расчетом на статическую прочность.

Трубопроводы должны выдерживать следующее испытательное давле ние: трубы водогазопроводные обыкновенные — 2,5 МПа;

трубы водогазо проводные усиленные — 3,2 МПа. Для труб бесшовных из стали и цветных металлов испытательное давление вычисляется по формуле 201[2] рисп 3, dвн где рисп — испытательное давление, Па;

d — толщина стенки трубы, мм;

dвн — внутренний диаметр трубы, мм;

[s] — допускаемое напряжение, Н/м2.

Для стали 20 [s] = 1,40106 Н/м2;

для красной меди [s] = 0,55106 Н/м2 и pисп не более 5 МПа.

Согласно соответствующим стандартам трубы подвергаются испытанию на сплющивание, изгиб, отбортовку и раздачу.

5.2. ГИБКИЕ ТРУБОПРОВОДЫ Широко распространены гибкие резиновые и резиноткане вые шланги (ГОСТы 229943, 6286 60, 10362 63). В зависимости от величины давления применяют шланги без оплеток, с одной, двумя или тремя хлопча тобумажными или металлическими оплетками.

Гибкие трубопроводы выполняются резиновыми (шланги) и металличе скими (рукава). Для изготовления шлангов применяют натуральную и син тетическую резину. Шланг состоит из внутренней эластичной резиновой труб ки, упрочненной внутренним каркасом, хлопчатобумажных и металличе ских оплеток, а также из промежуточного и наружного резиновых слоев.

Резиновые шланги с текстильным каркасом применяют при р 2 МПа, с одинарной и двойной хлопчатобумажной оплеткой — при р 4 МПа, с одинар ной металлической оплеткой — при р 17,5 МПа, а при больших давлениях — 5. ТРУБОПРОВОДЫ, РУКАВА И ПРИСОЕДИНИТЕЛЬНАЯ АРМАТУРА с двойной или тройной металлической оплеткой и металлотканевыми кар касами. Во многих лесных машинах резиновые шланги составляют значи тельную часть коммуникаций гидросети. Их применяют и тогда, когда со единяемые трубопроводом гидроагрегаты должны перемещаться относитель но друг друга. При этом благодаря своей податливости резиновые шланги уменьшают пульсацию давления в гидросистеме [3].

Резиновые шланги имеют недостатки: неудобство в эксплуатации из за подвижности шлангов при изменении давления в гидросистеме, снижение общей жесткости гидросистемы, малую долговечность (1,5...3 года). Поэто му при проектировании гидроприводов машин следует по возможности не применять резиновые шланги.

Для специальных целей применяются гибкие металлические герметиче ские рукава и шланги из термостойких материалов [13;

14].

Рукава навивочной конструкции типов РВД 20, РВД 25, РВД 32 приме няют в гидросистемах с рабочим давлением 16...25 МПа при работе на мас лах МГ 15 В, МГ 46 Б, И 20А, И ЗОА в температурном диапазоне 50...100°С.

Техническая характеристика этих рукавов приведена в табл. П10, а конст рукция — на рис. 5.2а [8].

Рукава навивочной конструкции (ТУ 22 4756 81) типов РВД 10, РВД 12, РВД 16, РВД 20 применяют в гидросистемах с рабочим давлением 15...22 МПа.

Конструкция их приведена на рис. 5.2б.

Металлические рукава имеют гофрированную внутреннюю трубку, вы полненную из бронзовой или нержавеющей стальной ленты, и наружную проволочную оплетку. Для повышения вибростойкости наружную поверх ность перед оплеткой заполняют губчатой резиной. Металлические рукава изготавливают диаметром от 4 до 200 мм.

Рис. 5. Рукава высокого давления:

а — рукав навивочной конструкции высокого давления;

б — рукав высокого давления (ТУ 4756 80): 1 — накидная гайка;

2 — ниппель;

3 — муфта;

4 — рукав.

242 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН По сравнению с резинотканевыми шлангами металлические рукава об ладают большей гибкостью, а при больших диаметрах имеют и меньшую массу. Металлические рукава выпускают для давления до 30 МПа [15] и при меняют в специальных условиях эксплуатации гидросистем в диапазоне тем ператур –200...400°С в контакте с агрессивными рабочими жидкостями при больших давлениях и расходах рабочей жидкости [3]. Для специальных це лей применяют гибкие металлические рукава и шланги из термостойких материалов [13;

14].

Для сливных и дренажных магистралей в системах смазки и пневматики низкого давления иногда применяют гибкие пластиковые трубки. Во избе жание заламывания трубок внутрь закладывают металлическую пружину с наружным диаметром на 1...2 мм меньшим внутреннего диаметра трубки.

В табл. П10 и П11 приведены основные данные о стандартных гибких тру бопроводах, выпускаемых отечественной промышленностью. По отраслевым ТУ выпускаются также гибкие металлорукава на давление до 40,0 МПа [13;

14].

Долговечность резиновых шлангов невелика — 1,5...3 года, включая срок складского хранения 1 год. Солнечный свет, высокая и низкая температура снижают срок службы шлангов.

На лесозаготовительных машинах используются следующие модели рука вов: РВД16650У, РВД161050У на ЛТ 171А;

РВДШ1450У, РВД201250У на ЛТ 177;

РВД122250У, РВД121650У, РВД12850У. Рукава 38484 (ГОСТ 10362 76) на ЛТ 177;

РВД20650У, РВД201250У, рукава 5064 16ХЛ (ГОСТ 10362 76), рукава Б (1) 10 38 51 У (ГОСТ 18698 76) на ЛО 15А;

РВД20 550У, РВД201050У, РВД202050У, РВД202250У, РВД25 25980 4У, РВД25 2080 4У, РВД25 25 2280 4У на ЛП 58;

РВД12550У, РВД121500У, РВД122050У, РВД202050У, РВД201050У, РВД20550У на ЛП 49;

РВД12850У, РВД121650У, РВД25 25680 4У, РВД25 25 1180 4У на ЛП ЗЗА;

РДВ25 251150, РВД25 251650, РВД16 251650, PBД16 251050, РВД12 251050 на ЛП 19А;

РВД162050У, РВД161850У, РВД161050У, РВД161450У, РВД16550У на ЛВ 186;

НО36.85.010, НО36.85.030, HO36.

85.090, НО36.85.060, НО36.86.010, НО36.86.020, НО36.86.050, ТБ 141 6520, У921.000.01, У921.000.06, 2921.000.08. У916.000.15, 2916.000.17 на ЛП 17;

РВД16650У на ЛТ 191[8].

В линиях низкого давления применяют сварные медные и из полимер ных материалов трубы (ГОСТ 10704 76, ГОСТ 10707 80, ГОСТ 11383 75).

5.3. ПРИСОЕДИНИТЕЛЬНАЯ АРМАТУРА Присоединительная арматура служит для сочленения отдель ных звеньев трубопровода между собой или с агрегатами машины.

Соединениями отдельные трубы и гидроагрегаты монтируются в единую гидросистему. Их применяют и тогда, когда в гидросистеме требуется преду смотреть технологические разъемы. Соединения могут быть неразборными и разборными. К ним предъявляются следующие требования: герметичность при всех режимах работы гидропривода, вибропрочность, способность 5. ТРУБОПРОВОДЫ, РУКАВА И ПРИСОЕДИНИТЕЛЬНАЯ АРМАТУРА выдерживать заданное число переборок с сохранением герметичности, не большая масса и взаимозаменяемость.

Разборные соединения (неподвижные и подвижные) — это соединения при помощи фланцев, штуцеров, ниппелей и других соединительных элементов.

Неподвижное разборное соединение может быть выполнено по наружному и внутреннему конусам. Соединение по наружному конусу (рис. 5.3а) состоит из трубопровода 1 с развальцованным на конус концом, ниппеля 2, штуцера и накидной гайки 4. Герметичность соединения обеспечивается плотным при леганием развальцованного конца трубы к наружной конусной поверхности штуцера и соответствующей затяжкой накидной гайки. Развальцовка труб ос нована на пластических свойствах материала и выполняется в холодном со стоянии вручную, при помощи пневмомолотов или специальных штампов.

Конец трубы развальцовывается на угол 68...74° без образования трещин, при этом диаметр раструба не должен превышать диаметра самой трубы более чем на 30...35%. Недостатками такого соединения являются: уменьшение прочно сти трубы в месте раструба, возможность образования незаметных для глаза кольцевых трещин, сравнительно большой момент затяжки накидной гайки.


Эти недостатки отсутствуют в бесконусном соединении с врезающимся коль цом, которое в последние годы получило распространение (рис. 5.3г) и состо ит из штуцера 1 с внутренней конической поверхностью 2, накидной гайки и врезающегося кольца 3. Кольцо изготовлено из стали с цементированной поверхностью, а его конец, обращенный к штуцеру, имеет режущую кромку.

При затяжке соединения гайкой режущая кромка врезается в трубу 4, происходит деформация конца кольца, которое получает форму, соответст вующую конической поверхности штуцера. В результате обеспечиваются требуемые прочность и герметичность соединения.

Неподвижное разборное соединение по внутреннему конусу (рис. 5.3б) состоит из ниппеля 4, приваренного или припаянного к трубе 5, штуцера 2 и накидной гайки 1. Герметичность соединения обеспечивается плотным при леганием наружной поверхности ниппеля к внутренней поверхности штуце ра и затяжкой накидной гайки.

Ниппель может иметь форму полусферы или сферы. Соединения с нип пелем, имеющим форму сферы, применяют для труб диаметром более 16 мм.

а б в г Рис. 5. Неподвижное разборное соединение:

а — по наружному конусу;

б — по внутреннему конусу;

в — флан цевое;

г — с врезающимся кольцом.

244 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН В этом случае в состав соединения дополни тельно входит уплотнительное кольцо 3 [3].

По сравнению с соединением по наруж ному конусу соединение по внутреннему ко нусу допускает большее число переборок, а при его монтаже не происходит нежела тельных деформаций в трубах и соедини тельной арматуре. Кроме того, благодаря сферической поверхности ниппеля и шту цера при монтаже этого соединения допус кается небольшой перекос труб. Рис. 5. В разборных неподвижных соединениях Присоединение с помощью резьбы на конце трубы штуцер является основным соединитель ным элементом. В зависимости от назначения соединения конструкция шту церов может быть различной (концевой — для соединения труб с гидроагре гатами, промежуточной — для соединения двух труб, тройниковой — для разветвления трубопроводов).

Достаточно широко (особенно в станкостроении) применяются резьбо вые присоединения, регламентированные отраслевыми нормалями клас сов А, Г и С (рис. 5.4) [13].

Класс А (арматура) содержит присоединения для гибких резиновых шлан гов. В классе Г (гидравлика) помещены присоединения шаровые для сталь ных труб на рабочие давления до 32 МПа, в классе С (смазка) — присоедине ния с развальцовкой на рабочие давления до 5 МПа для труб из цветных металлов и тонкостенных стальных труб. Подобная арматура служит и для присоединения винипластовых трубок.

Иногда присоединение стальных трубопроводов осуществляется без про межуточных элементов путем нарезки конической резьбы непосредственно на конце трубы (рис. 5.4). Применяемая резьба соответствует обозначению трубы в дюймах.

К неподвижным разборным соединениям относится и фланцевое соеди нение (рис. 5.3в), которое применяют при монтаже гидросистем с трубами, имеющими диаметр условного прохода более 32 мм при рабочих давлениях до 32 МПа. При небольших давлениях фланцы соединяются с трубами на резьбе, а при высоких — сваркой. Герметичность фланцевого соединения обеспечивается установкой между фланцами уплотнительных колец и за тяжкой болтов. В соответствии со стандартными группами Г 18 существуют фланцевые соединения различных типов, начиная с Dу = 10 мм.

Во многих случаях стесненного монтажа, особенно при присоединении двух трех трубопроводов к одной точке, удобны присоединения, представ ленные в табл. 5.5 [13]. Однако хорошую герметичность они могут обеспе чить только при тщательной обработке уплотняющих торцов.

В гидросистемах землеройных, строительных, лесных и других машин нередко применяют гидроцилиндры, которые должны поворачиваться на небольшой угол относительно оси, проходящей через точку крепления гидроцилиндра. При монтаже таких гидросистем применяют подвижные 5. ТРУБОПРОВОДЫ, РУКАВА И ПРИСОЕДИНИТЕЛЬНАЯ АРМАТУРА 1 2 3 4 5 6 2 7 1234567386839 4 52 5 86836  d 289 7 2 6 21 57 13 11 14 15 16 3 45 65 75 85 !4"6   1121 2# 123456 76 86 9 6 76 456 916 9216 9 6 56 9 6 946 56 234 56 1456 936 9 6 16 456 916 9216 916 6 9 6 946 56 829436 6 9 6 6 6 996 986 7286 6 86 6 794 6 7 6 9329436 86 916 16 6 996 986 7286 986 936 6 794 6 756 9 29436 936 6 86 86 916 6 92 6 36 9 6 36 46 1 6 9 9129436 9 6 986 736 86 916 6 92 6 6 916 36 46 156 9 9829456 956 6 786 936 96 86 7216 6 986 56 1 476 5 6 $7382856 % 5856 25856 125 23 2 234567386836 234567386836 234567386836 7 63 57  1121   9 93 97 9 93 97 9 93 97 &'(' 123456 6 936 16 56 36 6 7 6 7 6 186 16 116 234 56 96 9 6 6 6 6 136 196 6 516 556 536 829436 6 956 796 776 6 1 6 16 1 6 76 56 586 9 9329436 6 986 776 756 86 596 576 6 6 96 16 9 9 29436 7 6 36 136 1 6 756 36 6 556 836 8 6 56 9129436 7 6 6 1 6 116 786 16 6 36 6 886 8 6 9829456 196 56 536 576 156 6 6 96 93 6 9356 6 5 25666667546666 6 !6"#6$ 666343 6%%6&'(6!')6!%)*)66')6+#66##*,% -%%6.#6 соединения, имеющие одну, две и более степеней свободы. На рис. 5.5а при ведено поворотное соединение с одной степенью свободы, которое состоит из штуцера 1 и закрепленного на нем поворотного угольника 2. От осевого пере мещения угольник стопорится шайбой 3 и кольцом 4. Герметичность соеди нения обеспечивается резиновыми кольцами 5 с защитными шайбами 6 [3].

246 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Другим примером подвижного соединения является свернутый в спираль трубопровод (рис. 5.5б). В этом случае спираль необходимо закрепить в двух точках (точки 1 и 2). Детали соединений (штуцера, ниппели, гайки) изго товляют из стали 45, 40Х, ЗОХГСА и др.

При подаче жидкости к многооборотным или быстровращающимся уст ройствам применяются различные типы поворотных соединений, примеры которых показаны на рис. 5.6 [13].

Неразборные соединения применяют в недемонтируемых гидросистемах.

Для соединения труб используют сварку и пайку встык или муфты (переход ные втулки) с прямыми и скошенными под углом 30° концами. При приме нении неразборных соединений масса гидролинии может быть уменьшена на 25...30% по сравнению с применением разборных соединений.

Способ заделки в концах гибких трубопроводов соединительной армату ры определяется давлением и конструкцией гибкого трубопровода. При дав лении до 0,5 МПа (рис. 5.7а) конец шланга навинчивают на наконечник или на ниппель 1 с гребенчатой поверхностью и закрепляют хомутом 2. При дав лениях до 10 МПа соединение конца шланга происходит в результате зажа тия его между ниппелем и зажимом муфты (обойкой).

Рис. 5. Подвижное разборное соединение:

а — шарнирное с одной степенью свободы;

б — в виде тру бы, свернутой в спираль.

Рис. 5. Поворотные соединения для медленных (а) и быстрых (б) движений Рис. 5. Заделка концов резиновых шлангов:

а — при р 0,5 МПа;

б — при р 10 МПа.

5. ТРУБОПРОВОДЫ, РУКАВА И ПРИСОЕДИНИТЕЛЬНАЯ АРМАТУРА Рис. 5. Самозапирающиеся присоединения При таком способе (рис. 5.7б) вначале шланг 1 ввинчивают в зажимную муфту 2, имеющую резьбу с большим шагом. Далее в муфту ввинчивают нип пель 3, который своей конусной поверхностью вдавливает конец шланга в резьбу муфты и зажимает его. Для давлений более 10 МПа муфту 2 обжима ют в специальном цанговом приспособлении. Соединение резинового шлан га с гидрооборудованием или с другими трубопроводами производят при по мощи накидной гайки 4 [3].

Если при разъединении трубопроводов необходимо предотвратить слив жидкости, могут быть использованы самозапирающиеся присоединения.

В конструкции, показанной на рис. 5.8 [13], подпружиненные шарики 1 и закрывают выходы из разъединенных участков магистрали. При навинчи вании гайки 2 на штуцер 5 шарики распираются толкателем 3 и отжимают ся от седел, позволяя жидкости свободно протекать через присоединения.

В приведенных таблицах даны только основные размеры присоединений в сборе. Полностью размеры отдельных деталей приведены в соответствую щих нормалях или ГОСТах. Различные типы соединений гидропрессовых установок описаны в специальной литературе [13;

14].

5.3.1. УПЛОТНЕНИЯ Для обеспечения надежности и экономичности работы гидропривода не обходимо предотвратить или уменьшить до допустимых пределов утечки и перетечки рабочей жидкости через подвижные и неподвижные стыки эле ментов гидросистемы из полостей с большим давлением в полости с мень шим. Требуемая степень герметизации обеспечивается выбором соответст вующих уплотнительных устройств.

Количество типов уплотнений, применяемых в различных отраслях тех ники, очень велико с разнообразием конкретных условий их применения (уп лотняемой среды, давления, температуры, скорости относительного движе ния деталей, габаритных размеров и т. п.). Ниже приводятся краткие сведе ния о стандартизованных, нормализованных и специальных уплотнениях, применяемых в станках и иногда в прессах.

Уплотнения неподвижных стыков. Неподвижные стыки — сочленение крышек и фланцев с корпусами, соединения трубопроводов и т. п. — обычно уплотняются путем создания натяга между стыкуемыми поверхностями, ко торые прижимаются друг к другу с силой, превышающей противодействие избыточного давления в уплотняемой полости. Уплотняемые поверхности должны прилегать друг к другу по крайней мере по замкнутой линии, разде ляющей полости с разным давлением (например, посадка шарика в кониче ское седло).


248 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Более герметичны, но значительно более сложны в исполнении сопряже ния жестких элементов по поверхности (плоскости, конусу, цилиндру, сфе ре). Такие сопряжения требуют высокой геометрической точности и чис тоты стыкуемых поверхностей, что достигается малопроизводительными доводочными или пригоночными операциями. Поэтому везде, где можно, в уплотняемом стыке должен использоваться деформируемый элемент. Та ким элементом может быть либо пластичный материал одной или обеих со прягаемых деталей (например, цветной металл в присоединениях, показан ных в табл. 5.5), либо специальная прокладка.

В табл. 5.6 и 5.7 приведены нормализованные прокладки, в табл. 5.8 — прокладочные материалы [13].

1 2 3 4 5 6 2 7 89 1234567489 62 39 53  89759 8489765 8  326599879  !"#$9 %628659&96'53'346928 6939()9%*19 ++#985894623 12 32 42 12 32 12 352 832 332 362 32 842 342 372 892 4 872 452 392 8 2 432 82 452 3 2 312 852 4 2 542 1 2 3 4 5 6 2 7 89 123456789 53 4 9577377 17 27 37 17 27 123 83 143 513 663 6 563 653 673 623 693 1 3 5 3 683 113 593 23 53 2 163 1 3 43 153 5. ТРУБОПРОВОДЫ, РУКАВА И ПРИСОЕДИНИТЕЛЬНАЯ АРМАТУРА 1 2 3 4 5 6 2 7 89 1234562789 7 9 73 6572  123456279 56452 972356446 12345677 4747 472326 76 2 74747 27 869 253 67 43 5  76 25474 4797523562 5876  477 4747 472326 76 2 74747 27  454 2747!"7 43 5  76 25474 4797523562 5876 6 2542947 674 #4 45 7543  7479252 76 254 6 7 $ 47% 65#279 2452547476 25447 7&'7( )86672 2*567 + 7 6 65527  4% 655274 476252" 6 67 476 25447 7,-7( $452#7 $  #2749 245254747 7 6 655   25 476 2.

84547827.6747% 65#7476 25447 7/'7( $ 6 7.6747% 65#7476 25447 7/'7( В табл. П12 дан сортамент широко применяемых резиновых колец круглого сечения, пригодных также и для подвижных соединений. Ино гда применяется резиновый шнур круглого или прямоугольного сечения (ГОСТ 6467 57) [13].

Редко разъединяемые стыки могут быть уплотнены с помощью масло стойких клеев или замазок. Широко применяется в этих случаях нитрокрас ка. Полностью неразборные стыки могут быть запаяны или сварены. Для цилиндрических сопряжений часто применяют запрессовку по посадкам Г, Пл, Прl3. Посадочный натяг должен быть проверен на соответствие пробно му давлению.

Уплотнение подвижных стыков. Относительное движение сопрягаемых элементов может быть возвратно поступательным (поршни, гайки, плунже ра гидроцилиндров и золотниковых устройств) или вращательным (поворот ные соединения, палы насосов, гидродвигателей, поворотных золотников, различных механизмов, заполненных жидкостью или помещенных в жид кость). В большинстве случаев уплотняемые поверхности являются цилинд рическими, однако часто требуется уплотнить плоские подвижные стыки (торцы лопастных насосов, гидродвигателей, гидроцилиндров поворотного действия и т. п.).

Уплотнение может быть обеспечено либо путем ограничения зазора меж ду жесткими сопрягаемыми поверхностями, либо с помощью промежуточ ного эластичного, деформируемого элемента. Величина зазора устанавли вается исходя из допустимого объема утечек. Для золотниковых устройств небольшого диаметра ориентировочно принимают зазор d в мкм равным диаметру золотника d в мм [13].

Как правило, требуемый зазор, обеспечивающий легкость перемещения при необходимой степени уплотнения, создается при изготовлении сопря гаемой пары путем подгонки вала по втулке.

Интересны торцовые поджимные уплотнения, являющиеся, по сущест ву, беззазорными (рис. 5.9), если не считать масляной пленки толщиной в 250 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН несколько микрон. Подбором прижи мающего усилия утечки здесь могут быть снижены до незначительных величин.

Эластичные уплотнения могут быть условно разделены на три типа. Рис. 5. 1. Перегородки, полностью изолирую Торцовые уплотнения подвижные щие одну полость от другой. Сюда отно сятся различного типа диафрагмы, мем браны, гофрированные конструкции — сильфоны, чулки, гармошки. Помимо полной герметизации, преимуществом уплотнений такого типа является воз можность несоосной установки уплотняе мых деталей и изменения наклона их осей в процессе работы (рис. 5.10а). Недостат ками их являются ограничение хода со прягаемых деталей и сравнительно не Рис. 5. большие допускаемые рабочие давления Применение металлических сильфонов в качестве уплотнений (кроме металлических сильфонов).

для вращательного (а) и для 2. Уплотнения с большим натягом, поступательного (б) движений обеспечиваемым либо затяжкой (шев ронные кольца, сальниковые набивки), либо значительной деформацией уп лотнения между уплотняемыми поверхностями (резиновые кольца). Уплот нения такого типа показаны в табл. П13.

3. Уплотнения, устанавливаемые с незначительным предварительным натягом, обусловленным размерами посадочных мест и упругостью уплот няющего звена (либо специальным пружинным поджимом) и автоматиче ски изменяющие степень поджима к уплотняемой поверхности под действи ем избыточного давления. Сюда относятся различные манжеты, поршневые кольца и т. п. По такому же принципу часто устраиваются радиальные и торцовые уплотнения роторов насосов и других агрегатов [13].

Иногда применяют комбинации уплотнительных устройств например:

сильфон в сочетании с торцовым уплотнением обеспечивает возможность вращения и осевого перемещения вала (рис. 5.10б) [13;

36].

Избыточное давление стремится вдавить материал мягких уплотнений в зазор между деталями, поэтому величина зазора обычно ограничивается по посадке А3/Х3 или А4/Х4. При давлении свыше 1 МПа применяют подклад ные (защитные) шайбы. Размеры защитных шайб для круглых резиновых колец приведены в соответствующей литерaтyрe.

Для повышения герметичности ставят последовательно несколько уп лотнений. Между двумя соседними элементами иногда устраивают отвод уте чек (дренаж).

В месте контакта уплотняющей кромки с поверхностью движущейся де тали возникают силы трения, которые могут быть весьма значительны для уплотнений, работающих с большим натягом. Коэффициенты различных типов уплотнений приведены в табл. 5.9 и 5.10 [13].

5. ТРУБОПРОВОДЫ, РУКАВА И ПРИСОЕДИНИТЕЛЬНАЯ АРМАТУРА 1 2 3 4 5 6 2 7 89 12344565789 9 5 5 9    5 5 975  5 9 1  12344565789 9 1 123456789 63 97588 88 5378 12 53 9758 423758  4  2859 33758 53 2359758  #2 28 23 9758!" 58 $ +$8(,--53686 53  28% 359758&'"'33758 12 ( 8)*8 '95&9256 8 8'!53535! 6 453* 2% 3 9758(35. 3 975*8 /8 $ 1234567865- 3 9758(-6 %2 601*8 /8 1# 52582% 635!284 68/8!35 23 58!2   1 2 3 4 5 6 2 7 89 12344565789 9 9262  2985977 5 8954565288  9752   975  12344565789 9 1234567879 737  1234567876 2 737  3693374 37877  3693374 37876 2 737  369337879 737  5257 3 7 2  7 257 !2657 23" 57 #79$7 57  97 3 557  7%$9&7'6 937(5 !678793 В формулах, приведенных в табл. 5.9, для определения силы трения при няты следующие обозначения: d — уплотняемый диаметр;

l — длина уплот нения вдоль оси;

р — давление перед уплотнением;

рк — удельное давление упругого кольца на стенку цилиндра, рк @ 0,8105 Па;

b — ширина упругого кольца;

i — число колец.

При вращательном движении потери на трение и жесткие уплотнения, имеющих контакт по поверхности, могут быть определены по формулам, применяемым для расчета подшипников скольжения, работающих в режи ме полусухого трения.

Монтажные перекосы и несоосность увеличивают потери на трение в уп лотнениях.

При большой относительной скорости скольжения трение приводит к повышенному нагреву и износу самих уплотнений и уплотняемых поверхно стей (особенно при уплотнении быстровращающихся валов). Для уменьше ния трения уплотняющая кромка должна смазываться либо за счет пропус кания небольшого объема утечек, либо путем подачи смазки. В набивках, шевронных манжетах и т. п. применяют антифрикционные пропитки, на пример графитовую.

Правильный выбор типа уплотнения и размеров посадочного места позво ляет достичь долговечности мягких уплотнений в пределах до 600...800 рабо чих часов. Срок службы жестких уплотнений достигает 2000 и более часов [13].

252 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН 5.4. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПНЕВМО И ГИДРОЛИНИЙ Целью расчета гидролиний является определение внутрен него диаметра трубопроводов, потерь давления на преодоление гидравличе ских сопротивлений и толщины стенок труб. Внутренний диаметр (услов ный проход) трубопровода d(Dу) в мм определяют по формуле (5.1).

Допускаемая скорость зависит от назначения участка трубопровода и от давления в гидросистеме. С увеличением допускаемой скорости уменьшает ся масса и стоимость трубопроводов и соединений, но возрастают потери дав ления на преодоление гидравлических сопротивлений, увеличивается опас ность возникновения кавитации во всасывающих гидролиниях насосов и увеличивается ударное повышение давления в гидросистеме, например в момент переключения гидрораспределителей [3].

В общем случае допускаемую скорость подбирают такой, чтобы суммар ные потери давления на преодоление гидравлических сопротивлений не пре вышали 5...10%, а в отдельных случаях — 20...30% рабочего давления в гидросистеме [15]. При расчете гидролиний допускаемые скорости течения жидкости (в м/с) могут быть приняты следующими: во всасывающих — 1,2...2;

в сливных — 2;

в напорных гидролиниях — 3...10 (при давлении до 2,5 МПа — 3;

до 5 МПа — 4;

до 10 МПа — 5...6;

свыше 15 МПа — 8...10).

Определенный по формуле (5.1) условный проход округляют до ближай шего большего значения по соответствующему ГОСТу [15].

Потери давления на преодоление гидравлических сопротивлений опре деляют по общепринятой в гидравлике методике. Согласно этой методике потери давления по длине (на трение) каждого участка трубопровода вычис ляют по формуле А. Дарси:

l v 1рiтp 2 34i i i, (5.2) 1i а местные — по формуле Вейсбаха:

1рjм 2 34 j. (5.3) Суммарные потери давления рассчитывают по формуле n m 1р 2 4 11iтр 3 4 11jм, (5.4) i j где li, di, vi — соответственно длина, условный проход и фактическая ско рость течения жидкости на расчетных участках трубопроводов;

r — плот ность жидкости;

li — коэффициент сопротивления трения на участках труб, соответствующий установившейся температуре рабочей жидкости;

xj — ко эффициент местных сопротивлений;

n — количество участков с постоянным диаметром;

m — количество местных сопротивлений.

При расчете местных потерь полагают, что местные сопротивления удалены друг от друга настолько, что они не взаимодействуют между со бой. Поэтому их учитывают простым арифметическим сложением. В этом 5. ТРУБОПРОВОДЫ, РУКАВА И ПРИСОЕДИНИТЕЛЬНАЯ АРМАТУРА заключается принцип наложения потерь. Этот принцип справедлив, если местные гидравлические сопротивления находятся на расстоянии, боль шем 20 диаметров трубы. Если они располагаются ближе, то их выделяют в отдельную группу и считают ее самостоятельным местным сопротивле нием.

При ламинарном режиме течения (Re 2320) коэффициент сопротивле ния трения l = 75/Re для жестких труб и l = 75...85/Re для прямолинейных участков резиновых шлангов. Увеличение коэффициента l по сравнению с теоретическим l = 64/Re объясняется искажением живого сечения труб из за вмятин или сплющивания в местах изгиба, вибрациями труб и разли чием вязкости рабочей жидкости по сечению потока.

При турбулентном режиме течения для расчета коэффициента сопротив ления трения рекомендуется использовать формулу Блазиуса:

0, 12, (5.5) Re0, справедливую в диапазоне чисел Рейнольдса:

d 2302 1 Re 2 10.

d d Если число Рейнольдса находится в диапазоне 10 1 Re 2 500, то сле 3 дует использовать формулу Альтшуля:

1 d 6 Re 0, 3 4 5 0,11. (5.6) При числах Рейнольдса Re 1 500 d расчет коэффициента сопротивления трения следует производить по формуле Шифринсона:

2 3 0,11. (5.7) d Величину абсолютной шероховатости, входящую в формулы (5.5)...(5.7) принимают: для стальных труб — D = 0,03...0,04 мм, для медных труб — D = 0,01...0,015 мм, для труб и сплавов из алюминия — D = 0,05...0,10 мм, для резиновых шлангов — D = 0,03...0,04 мм.

Значения коэффициентов местных сопротивлений xм приведены в лите ратуре [2;

15;

16].

При определении потерь давления длины отдельных участков труб, виды местных сопротивлений и их число устанавливают по монтажной схеме гид росистемы. Потери давления в гидроаппаратуре определяют по ее техниче ской характеристике.

При выполнении гидравлического расчета производят проверку насоса на бескавитационный режим работы. Расчет ведут для двух случаев работы насоса: когда вязкость рабочей жидкости максимальная, и при максималь ной температуре, когда давление насыщенного пара рабочей жидкости мак симальное. Вакуум на входе в насос определяют по формуле, полученной из уравнения Д. Бернулли:

254 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН 2 s vs 5g 3 hs h1s , 6 2g рв (5.8) 8 где hs — расстояние от оси насоса до уровня рабочей жидкости в гидробаке;

hws — потери напора на преодоление всех гидравлических сопротивлений во всасывающей гидролинии;

vs — скорость движения рабочей жидкости во всасывающей гидролинии;

as — коэффициент Кориолиса.

Рекомендуемый (c запасом на бескавитационную работу насоса) вакуум рв на входе в насос должен быть не более 0,04 МПа. Если рв 0,04 МПа, нуж но увеличить диаметр всасывающего трубопровода или уменьшить его дли ну, расположив гидробак ближе к входу в насос.

Вопросы для самоконтроля 1. Назовите основные характеристики трубопроводов.

2. Какие скорости рабочей жидкости рекомендуются для трубопроводов гидро систем и почему?

3. В каких магистралях допускается большая скорость жидкости, почему?

4. Какие факторы принимают во внимание при выборе диаметра трубопровода?

5. Перечислите виды гибких трубопроводов.

6. Назовите основные недостатки резиновых шлангов.

7. Каковы преимущества металлорукавов по сравнению с резинотканевыми шлан гами?

8. Какие существуют типы присоединительной арматуры по способу соединения?

9. Изобразите конструктивную схему арматуры с уплотнением по внутреннему конусу. В чем достоинство этого типа соединения?

10. Как обеспечивается уплотнение в подвижных (поворотных) соединениях?

11. Каким способом можно предотвратить вытекание рабочей жидкости из трубо проводов при их расстыковке?

12. Какие способы уплотнения неподвижных стыков вы можете назвать?

13. Из каких материалов следует изготавливать уплотнительные прокладки для неподвижных стыков при давлении 16...25 МПа?

14. Изобразите конструктивную схему торцевого подвижного уплотнения.

15. В каких случаях может быть использовано уплотнение в виде металлического сильфона?

16. В каких случаях возможно применение резиновых манжет?

17. Какое уплотнение называют комбинированным?

18. Какую формулу используют для вычисления потерь давления от трения по дли не трубопровода?

19. Из каких составляющих складываются полные гидравлические потери по дли не трубопровода?

20. Каково влияние шероховатости стенок трубопровода на гидравлические потери?

5. ТРУБОПРОВОДЫ, РУКАВА И ПРИСОЕДИНИТЕЛЬНАЯ АРМАТУРА ГЛАВА 6 РЕГУЛИРОВАНИЕ СКОРОСТИ ГЛАВА ДВИЖЕНИЯ ВЫХОДНОГО ЗВЕНА ГИДРАВЛИЧЕСКИХ И ПНЕВМАТИЧЕСКИХ ИСПОЛНИТЕЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ Приэксплуатации машин, станков и поточных линий, обо рудованных гидроприводом, возникает необходимость изменять скорость движения их исполнительных механизмов. Такая необходимость возника ет, например, в разделочных установках, при изменении скорости надвига ния пилы на бревно или на хлыст, в автомобилях и тракторах с гидрообъем ной трансмиссией в момент изменения скорости и движения и т. д. [3].

Различают два основных способа регулирования гидро или пневмопри водов: дроссельный и объемный (машинный). Третий способ регулирова ния — дроссельно объемный — является комбинацией двух первых. Кроме того, регулирование можно осуществлять с помощью приводящего насос дви гателя. Выбор способа регулирования определяется многими факторами, в том числе величиной регулируемой мощности, характером преодолеваемой гидро или пневмодвигателем полезной нагрузки, требованиями к стабиль ности движения исполнительных механизмов, стоимостью комплектующе го гидро и пневмооборудования, степенью сложности способа и пр.

6.1. ДРОССЕЛЬНОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ Дроссельное регулирование осуществляется посредством ре гулируемого дросселя Др, который может быть установлен последовательно с гидро или пневмодвигателем или параллельно ему.

6.1.1. ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОЕ ВКЛЮЧЕНИЕ ДРОССЕЛЯ Существуют две схемы последовательного включения дросселя Др с гид ро или пневмодвигателем: с дросселем на его входе и с дросселем на его выходе. Первая схема представлена на рис. 6.1.

В этом случае при полном открытии дросселя Др расход рабочей среды через цилиндр Qц, a следовательно, скорость его выходного звена (штока) 256 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН максимальные. При закрытии дросселя, что соответствует увеличению на грузки на выходном звене, давление р1 увеличивается до давления p (рис. 6.2) и часть подачи насоса, равная Qк, через предохранительный кла пан ПК возвращается в гидробак.

Вследствие этого уменьшается расход гидроцилиндра Qц 2 Qн 3 Qк, а сле довательно, и скорость движения выходного звена гидро или пневмоцилин дра Ц.

При полностью закрытом дросселе вся подача насоса проходит через пре дохранительный клапан, т. е. Qн = Qк, и скорость выходного звена гидроци линдра v = 0. Найдем зависимость скорости движения выходного звена от действующей от него нагрузки v = f(R) — нагрузочную характеристику гид ропривода. Для упрощения будем пренебрегать всеми потерями давления в системе за исключением потерь давления в дросселе Dpдр.

Скорость движения выходного звена определится из уравнения Qц v1, (6.1) S где S — эффектная площадь поршня.

Потеря давления в дросселе рассчитывается по формуле (рис. 6.1):

Dрдр = р1 – р2 = (р1 – рсл) – (р2 – рсл) = рн – Dрц, где рн — давление насоса;

Dрц — перепад давления на гидродвигателе (гидро или пневмоцилиндре).

Уравнение равновесия поршня (без учета сил трения):

р2S = рслS + R, (6.2) или р2 – рсл = R/S = Dрц, Рис. 6. Регулирование скорости движения выходного звена с помощью дросселя:

Рис. 6.1 1 — характеристика сети с открытым дрос Схема гидропривода селем;

2 — характеристика насоса;

3 — с дросселем на входе: характеристика сети с прикрытым дрос ИO — исполнительный орган. селем.

6. РЕГУЛИРОВАНИЕ СКОРОСТИ ДВИЖЕНИЯ ВЫХОДНОГО ЗВЕНА откуда R 1pдр 2 pн.

S Расход через регулируемый дроссель Qдр ра вен расходу через гидродвигатель и определит ся выражением 21pдр Qдр 2 Qц 2 3Sдр 2 3Sдр ( p 4 1pц ), 5 5н Рис. 6. откуда Зависимость скорости движения выходного звена 1 Sдр Qц 2 R от действующей нагрузки:

v3 34 p5. (6.3) 6нS S S 1 — S др1;

2 — S др2;

3 — S др max;

Sдр max Sдр2 Sдр1.

Из формулы (6.3) следует, что с ростом на грузки R скорость движения выходного звена v уменьшается. Эта зависи мость представлена на рис. 6.3.



Pages:     | 1 |   ...   | 5 | 6 || 8 | 9 |   ...   | 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.