Введение

Учебное пособие «Основы проектирования объемного гидропривода» подготовлено в соответствии с требованием государственного образовательного стандарта по направлению подготовки

1. «Технология лесозаготовительных и деревоперерабатывающих производств» по дисциплине «Гидравлика, гидро- и пневмопривод». Курс

«Гидравлика, гидро- и пневмопривод» общим объемом 180 часов изучается в течение 4 семестра.

Предусмотренная рабочим учебным планом курсовая работа

является замыкающим звеном учебного процесса по дисциплине

«Гидравлика, гидро- и пневмопривод», состоящего из лекционного курса, лабораторных и практических занятий и курсовой работы, объединённых в учебно-методический комплекс. Значительная часть учебного времени (примерно 40 – 50%) отводится на самостоятельную работу студентов, частью которой является курсовая работа.

Цель настоящего пособия – обеспечить методическое руководство по выполнению курсовой работы. Суть же самой работы заключается в

подготовке студента к будущей практической инженерной деятельности на производстве.

Данное пособие может быть также рекомендовано для студентов очного и заочного отделений специальности 150405 «Машины и оборудование лесного комплекса», изучающих дисциплину «Гидравлика».

1 Общие сведения о гидравлическом приводе

Гидравлическим приводом называется совокупность устройств – гидромашин и гидроаппаратуры, предназначенных для передачи механической энергии и приведения в движение механизмов и машин посредством рабочей жидкости.

Основные свойства жидкостей, используемые в гидравлических приводах:

а) текучесть;

б) несжимаемость;

в) равномерное распределение по объему внешнего давления (закон Паскаля).

В силу первых двух свойств жидкости не могут накапливать

потенциальную (внутреннюю) энергию упругой деформации (как твердые тела или газы) или повышения температуры (газы). В связи с этим каждый конкретно выделенный объем жидкости может обладать только двумя видами механической энергии:

• кинетической, когда жидкость находится в движении;

• потенциальной, вследствие воздействия сил гравитации (гравитационного поля), когда жидкость поднята на некоторую высоту над поверхностью земли; действия центробежных сил, когда жидкость

находится в движении по криволинейной траектории; или при воздействии других полей взаимодействующих с жидкостью, например магнитных полей.

Различают два типа гидроприводов, отличающихся по физическому

эффекту преобразования гидравлической энергии в работу:

• динамические гидроприводы;

• объемные гидроприводы.

Гидроприводы по определению состоят из двух основных элементов: источника гидравлической энергии и исполнительных органов –

гидропередачи. Исполнительные органы могут быть двух видов: циклического действия (поступательные и поворотные гидроцилиндры) и непрерывного действия (вращательные органы – гидромоторы).

Источники гидравлической энергии делятся на два типа:

• с превращением в гидравлическую энергию потенциальной энергии жидкости, то есть с превращением статической жидкости в движущийся поток;

• с превращением механической энергии (энергии движущихся элементов устройства) в гидравлическую энергию, то есть в движущийся поток. Устройства этого типа получили название насосов.

На рисунках 1.1 и 1.2 представлены схемы источников гидравлической энергии.

Рисунок 1.1 – Статический источник гидравлической энергии

Рисунок 1.2 – Механические источники гидравлической энергии:

а – центробежный насос; б – шестеренный насос

1. Динамические гидроприводы

На рисунке 1.3 представлены схемы динамических приводов с различными источниками гидравлической энергии.

Рисунок 1.3 – Схемы динамических гидроприводов: а – с источником энергии статического типа; б – с насосом в качестве источника энергии

По принципу действия «динамические» исполнительные органы не отличаются от центробежных насосов, в которых действует обратный поток, и таким образом происходит обратное превращение гидравлической энергии в механическую. Устройства этого типа называются «турбинами».

Принимая условие неразрывности потока, кинетическую энергию, превратившуюся в механическую работу можно выразить в следующем виде (рисунок 1.3):

mυ² υ² 

W  ¹

2

^{2 η} , (1.1)

где m – расход массы жидкости в секунду;

υ₁ – скорость жидкости до входа в турбину;

υ₂ – скорость жидкости на выходе из турбины;

– кпд турбины.

Так как секундный расход массы жидкости равен:

πd²

m 

4

ρυ_{1 ,}

то выражение (1.1) примет следующий вид:

_{W }πd

2

ρυ υ² υ² η _{, (1.2)}

₈ 1 1 2

где W – секундный расход энергии; d – диаметр трубопровода;

– плотность жидкости;

υ₁ – скорость жидкости в трубопроводе.

Секундный расход энергии – это мощность, следовательно:

W N ^{M n} Mω^1η _,

60

где N – мощность турбины;

M – развиваемый турбиной момент; n – количество оборотов в минуту; ω^-1 – частота вращения.

Как видно из выражения (1.2), передаваемая энергия привода зависит только от скоростей ₁ и ₂, поэтому приводы этого типа получили название «динамических».

2. Объемные гидроприводы

На рисунке 1.4 представлены схемы объемных гидроприводов, отличающихся тем, что некоторый объем жидкости, передающий работу от источника энергии заключен в замкнутый объем.

Рисунок 1.4 – Схемы объемного гидропривода: а – с плунжерным насосом в качестве источника гидравлической энергии; б – с шестеренным насосом в качестве источника гидравлической энергии

Если система нагружена внешней силой F₂ (рисунок 1.4), но находится в покое, то можно записать:

P₁ P₂ P_{3 ,}

где P₁, Р₂, Р₃ – давление жидкости.

На поведение системы оказывают существенное влияние значения диаметров d₁ и D. По закону Паскаля P₁ = P₃, но F₁ ≠ F₂:

F₁ 

2

1

πd

4

P_{1 ;}

F₂ 

πD²

4

P_{3 ,}

следовательно:

F₁ F₂



2 2 ^;

d

D

1

^F1 _ 1 _.

F₂ D

d

2

2

При этом, если D > d₁, то F₂ > F₁.

Для совершения работы необходимо перемещать поршень исполнительного органа с диаметром D. Это достигается подачей в гидроцилиндр некоторого объема жидкости источником гидравлической энергии, который перемещает поршень. Совершаемая им работа будет равна:

^{A F}₂ ^{Δl η} ,

где Δl – перемещение поршня.

η – кпд исполнительного органа.

Секундная работа может быть определена из выражения:

N F₂ υ₃ η _.

Следовательно:

_{N }πD

2

P υ η

₄ 3 3 ^.

При этом, так как:

πD²

4

• υ₃

Q _,

где Q – объем поступившей жидкости (секундный расход),

следовательно:

N QP₃η _.

Так как Р₃ = const и η = const для установившегося режима, то N = f(Q), то есть передача энергии совершается изменением объема жидкости в исполнительном органе. Поэтому приводы этого типа были названы «объемными».

3. Основные элементы объемного гидропривода

В состав объемного гидропривода входят: приводящий двигатель (источник энергии), объемный гидродвигатель (исполнительный механизм), устройства управления (контрольно-регулирующая аппаратура) и вспомогательные устройства (рисунок 1.5).

Рисунок 1.5 – Структурная схема гидропривода

Объемная гидропередача, являющаяся основой каждого гидропривода, состоит из объемного насоса (преобразователя механической энергии приводящего двигателя в энергию потока рабочей жидкости) и объемного гидродвигателя – преобразователя энергии потока рабочей жидкости в механическую энергию выходного звена (силового органа).

Устройства управления предназначены для управления потоком, то есть для поддержания заданного давления и расхода в гидросистеме, а

также изменения направления движения потока рабочей жидкости. К устройствам управления относятся:

• гидрораспределители, служащие для изменения направления движения потока рабочей жидкости, обеспечения требуемой последовательности включения в работу гидродвигателей, реверсирования

движения их выходных звеньев и т.д.;

• регуляторы давления, предназначенные для регулирования давления рабочей жидкости в гидросистеме;

• регуляторы расхода (делители и сумматоры потоков, дроссели, направляющие клапаны), с помощью которых управляют потоком рабочей

жидкости;

• гидравлические усилители, необходимые для управления работой насосов, гидродвигателей и предназначенные для усиления мощности сигнала управления.

Вспомогательные устройства обеспечивают надежную работу всех элементов гидропривода. К ним относятся: фильтры, уплотнители, гидравлические реле давления, демпферные устройства, гидробаки,

гидроаккумуляторы.

Гидролинии предназначены для прохождения по ним рабочей жидкости в процессе работы гидропривода (трубы, рукава, каналы и соединения).

На рисунке 1.6 представлена принципиальная схема объемного гидропривода возвратно-поступательного движения, а на рисунке 1.7 –

принципиальная схема гидропривода вращательного движения.

Рисунок 1.6 – Гидропривод поступательного движения:

1 – гидробак; 2 –всасывающая гидролиния; 3 – насос; 4 – гидрораспределитель; 5 – напорная гидролиния;6 – гидроцилиндр; 7 – сливная гидролиния; 8 – фильтр; 9 – предохранительный клапан

Система работает следующим образом. Рабочая жидкость из гидробака 1 по всасывающему трубопроводу 2 под действием разряжения, создаваемого насосом 3, всасывается в него и подается через гидрораспределитель 4 по напорной магистрали 5 в штоковую полость гидроцилиндра 6.

Под действием увеличивающегося объема жидкости поршень гидроцилиндра перемещается влево, увлекая шток и звенья связанного с

ним механизма, и совершает работу. Рабочая жидкость из бесштоковой полости выжимается в сливную магистраль 7 и через фильтр 8 перетекает в бак. При наличии внешнего сопротивления в напорной магистрали и

полости цилиндра в системе возникает давление. Для создания этого давления насосом «отсекается» часть жидкости и подается в напорную магистраль. При этом в системе возникает давление, которое носит

пульсирующий характер при последовательной непрерывной подаче рабочей жидкости в систему. Для предохранения системы от перегрузок устанавливаются предохранительные клапаны 9.

На схеме (рисунок 1.6) показан распределитель в позиции a; в

данном случае шток гидроцилиндра выдвигается. В позиции 0 – гидролинии заперты; шток гидроцилиндра неподвижен. В позиции b – шток гидроцилиндра втягивается.

Рисунок 1.7 – Гидропривод вращательного движения:

1 – гидробак; 2 –всасывающая гидролиния; 3 – насос; 4 – гидрораспределитель; 5 – напорная гидролиния;6 – гидромотор; 7 – сливная гидролиния; 8 – фильтр; 9 – предохранительный клапан

Представленный на рисунке 1.7 гидропривод вращательного движения отличается от схемы рисунок 1.6 лишь тем, что гидроцилиндр 6 заменен гидромотором, обеспечивающим вращательное движение силового органа.

4. Классификация гидравлических приводов

В зависимости от характера движения выходного звена гидродвигателя, возможности регулирования, способа циркуляции рабочей жидкости и т.п. гидроприводы можно классифицировать несколькими способами.

1. По характеру движения выходного звена различают гидроприводы:

• поступательного движения – с поступательным движением выходного звена гидродвигателя;

• поворотного движения – с поворотным движением выходного звена гидродвигателя на угол менее 360°;

• вращательного движения – с вращательным движением выходного звена гидродвигателя.

2. По возможности регулирования различают регулируемый и нерегулируемый гидроприводы. В регулируемом гидроприводе скорость выходного звена гидродвигателя может изменяться по заданному закону.

По способу регулирования скорости гидроприводы делят на следующие два типа:

• с дроссельным регулированием, в которых регулирование скорости осуществляется путем дросселирования потока рабочей жидкости и отвода, минуя гидродвигатель;

• с объемным регулированием, в которых регулирование скорости осуществляется за счет изменения рабочих объемов насоса или гидродвигателя либо обеих машин одновременно.

Если регулирование скорости осуществляется одновременно двумя

способами, то такой гидропривод называется гидроприводом с объемно- дроссельным регулированием.

Регулирование скорости может осуществляться вручную –

гидропривод с ручным регулированием; автоматически – гидропривод с автоматическим регулированием; по заданной программе – программный гидропривод.

Особое место среди регулируемых гидроприводов занимает следящий гидропривод, в котором скорость движения выходного звена изменяется по определенному закону в зависимости от задающего воздействия, величина и характер которого заранее неизвестны.

Если в объемном гидроприводе отсутствуют устройства для изменения скорости выходного звена гидродвигателя, то такие гидроприводы являются нерегулируемыми.

3. По схеме циркуляции рабочей жидкости различают:

• гидропривод с замкнутой схемой циркуляции, в котором рабочая жидкость от гидродвигателя возвращается во всасывающую гидролинию насоса;

• гидропривод с разомкнутой схемой циркуляции, в котором рабочая жидкость постоянно сообщается с гидробаком.

4. По типу приводящего двигателя различают: электрогидропривод, турбогидропривод, дизель-гидропривод, мотогидропривод и т.п.

5. По виду источника подачи рабочей жидкости в гидросхему гидроприводы делят на три группы:

• насосный гидропривод – гидропривод, в котором рабочая жидкость подается в гидродвигатель объемным насосом, входящим в

состав этого привода. Насосный гидропривод наиболее широко используется во всех отраслях машиностроения;

• аккумуляторный гидропривод – гидропривод, в котором рабочая жидкость подается в гидродвигатель от предварительно заряженного

гидроаккумулятора. Такие гидроприводы используются в системах с кратковременным циклом;

• магистральный гидропривод – гидропривод, в котором рабочая жидкость подается в гидродвигатель от гидромагистрали. Поток рабочей

жидкости в гидромагистрали создается насосной станцией, питающей несколько гидроприводов (централизованная система питания ).

5. Реальные схемы объемного гидропривода.

Основные элементы

Простейшая (элементарная) схема объемного гидропривода состоит из основных элементов, представленных на рисунке 1.8.

Рисунок 1.8 – Простейшая (элементарная) схема объемного гидропривода:

1 – плунжерный насос; 2 – обратные клапаны; 3 – предохранительный клапан; 4 – гидроцилиндр; 5 – кран; 6 – бак; 7 – рабочая жидкость; 8 – трубопровод

Схема, представленная на рисунке 1.8, работает следующим образом. Источник гидравлической энергии – плунжерный насос приводится в движение рычагом под действием мускульной энергии. При движении плунжера вверх в цилиндре создается разрежение. Под действием избыточного давления жидкость из бака открывает обратный клапан и заполняет цилиндр насоса. Достигнув крайней верхней точки, плунжер двигается вниз, и обратный клапан закрывается. Жидкость в цилиндре оказывается в замкнутом объеме, так как выпускающий обратный клапан закрыт под действием давления в рабочем цилиндре, возникающем под действием внешней нагрузки F₂. При дальнейшем движении плунжера насоса вниз давление в замкнутом объеме достигает давления в рабочем цилиндре, и выпускающий обратный клапан открывается, пропуская жидкость в гидроцилиндр, которая увеличивает объем жидкости в нем и поднимает поршень гидроцилиндра. Для опускания поршня гидроцилиндра предусмотрен кран ручного управления. Для предохранения системы от перегрузки устанавливается также предохранительный клапан, который открывается, когда давление в системе превышает допустимое и жидкость из замкнутого объема сливается в бак.

Элементарная схема характерна тем, что содержит минимальное количество элементов и при отсутствии любого из них становится неработоспособной. Такие схемы используются в гидродомкратах, простейших прессах для запрессовки деталей. В высокопроизводительных насосах используются системы отсечки без клапанов.

6. Типы схем объемного гидропривода

При разработке и изображении электрических, гидравлических или иных систем применяют три типа схем:

• функциональные;

• принципиальные;

• монтажные.

Функциональные схемы – представляют собой блок-схемы, воспроизводящие структуру системы.

Принципиальные схемы – используются для представления принципа работы системы. Этот тип схем является основным при разработке системы. Для изображения системы используются условные обозначения определенные государственным стандартом ГОСТ 2.782-68.

Принципиальные схемы отображают структуру взаимодействия всех элементов системы.

Монтажные схемы – схемы расположения гидроаппаратуры и

трубопроводов на базовой машине и технологическом оборудовании. Эти схемы предназначены рабочим, монтирующим гидрооборудование на реальной машине, и являются, в отличие от «проектной документации», рабочими чертежами.

7. Достоинства и недостатки гидравлических приводов

Гидравлические приводы (гидроприводы) получают все большее распространение в самых различных отраслях народного хозяйства. Широкое применение гидравлических систем обусловлено целым рядом преимуществ по отношению к другим приводам.

Основными достоинствами гидроприводов являются:

• относительно малый вес и сравнительно небольшие габариты, приходящиеся на единицу мощности;

• высокая позиционная точность, высокая степень надежности;

• возможность создания больших передаточных чисел и бесступенчатого регулирования скорости и усилий в широком диапазоне;

• малая инерционность, обеспечивающая быструю смену режимов работы (пуск, реверс). Большое отношение вращающего момента гидромотора к моменту инерции его подвижных частей дает возможность получать ничтожно малое время реверса, составляющее 0,03 – 0,05 с.

Частота реверсирования для гидромоторов вращательного движения может быть доведена до 500 и более в минуту, а для возвратно-

поступательного движения с относительно небольшой массой и ходом достигает 1000 в минуту;

• возможность простого и надежного предохранения гидропривода и машины от перегрузок;

• простота реверсирования без необходимости изменения вращения приводного двигателя;

• независимость расположения гидравлических устройств в пространстве создают удобства в общей компоновке машин.

Важным преимуществом гидроприводов является срок их службы.

Для многих типов насосов и гидромоторов он доведен до 20000 часов и более.

К недостаткам гидроприводов можно отнести следующие факторы:

• транспортировка энергии связана с потерями, значительно превышающими потери в электропередачах;

• влияние эксплуатационных условий (температуры) на характеристики привода;

• снижение КПД за счет внутренних и наружных утечек рабочей жидкости, которые увеличиваются по мере выработки технического

ресурса.

8. Общие сведения о порядке проектирования и расчета объемного гидропривода

Исходными данными для расчета гидропривода, выбора оптимальных размеров и типа гидравлических устройств являются:

• техническая характеристика и схема машины, для которой проектируется гидропривод (гидропривод может проектироваться также для одного или нескольких звеньев машины);

• усилия (полезная нагрузка) или момент, которые должны обеспечиваться гидроприводом;

• допускаемые скорости перемещения рабочего органа (вместо скорости могут быть заданы ход поршня и время прямого и обратного хода поршня);

• условия работы гидросистемы.

Процесс проектирования гидропривода состоит из следующих этапов:

• определение вида и последовательности движений в соответствии с характером технологического процесса работы машины;

• подбор гидроаппаратуры и определение ее основных параметров;

• составление гидравлической схемы.

Параметры гидравлических машин и устройств определяются сначала путем приближенного расчета. После определения потерь напора и утечек жидкости принятые на основе приближенных расчетов параметры элементов гидропривода уточняются.

При разработке гидравлической схемы рекомендуется применять нормализованную гидроаппаратуру. Отступление от нормальных элементов допускается лишь в тех случаях, когда иначе выполнить

техническое задание не представляется возможным.

Расчет элементов и параметров гидропривода производится в такой последовательности:

• по известной исходной полезной нагрузке устанавливается рабочее давление жидкости;

• определяются предварительные параметры силового гидроцилиндра. Параметры гидроцилиндра уточняются после определения всех действующих нагрузок и сопротивлений, возникающих в процессе

работы гидропривода;

• определяются предварительные параметры насосного агрегата -

производительность насоса и развиваемое насосом давление;

• для заданных условий работы и эксплуатации гидропривода производится выбор рабочей жидкости;

• производится подбор всасывающего и напорного трубопроводов, подбор агрегатов управления, предохранительных и вспомогательных элементов гидропривода;

• после выбора и подбора названных агрегатов и элементов гидропривода определяются потери напора и утечки жидкости, и по

величине этих потерь оценивается возможность использования всех принятых элементов гидропривода.

При выборе, расчете и проектировании гидроприводов необходимо

руководствоваться действующими стандартами.

2. ОСНОВНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ ГИДРОПРИВОДА

1. Рабочие жидкости для гидросистем машин лесной промышленности

Жидкость в гидроприводе предназначена для передачи энергии и для надежной смазки его подвижных элементов. Жидкость подвергается воздействию в широких пределах давлений, скоростей и температур. Поэтому к рабочей жидкости гидропривода предъявляются следующие требования:

• хорошие смазывающие свойства по отношению к материалам трущихся пар и уплотнений, поэтому жидкость должна обладать способностью образовывать прочную смазывающую пленку, предохраняющую от износа поверхности трущихся деталей в условиях больших давлений и температур;

• нейтральность по отношению к материалам, используемым в гидроприводе, а следовательно, жидкость не должна вызывать коррозии материала механизма и разрушений уплотнений;

• совместимость вязкости рабочей жидкости с применяющимися в гидроприводе уплотнительными средствами и зазорами, что необходимо в

целях избежания чрезмерно больших утечек и больших потерь энергии на преодоление гидравлических сопротивлений (в этом случае к жидкости предъявляются два противоречивых требования: для уменьшения утечек

нужно применять более плотную и вязкую жидкость, а для снижения гидравлических потерь – менее вязкую);

• малое изменение вязкости жидкости в широком диапазоне рабочих температур и давлений;

• достаточно низкая температура застывания и достаточно высокая температура вспышки;

• высокая механическая стойкость, стабильность характеристик в процессе хранения и эксплуатации;

• пожаробезопасность, нетоксичность, хорошие диэлектрические свойства.

В гидросистемах применяют рабочие жидкости в виде минеральных масел или синтетических жидкостей. Свойства рабочих жидкостей характеризуются удельным весом, вязкостью, сжимаемостью и

плотностью.

Вязкость является наиболее важным физическим свойством жидкости. От ее величины зависят утечки в системе, а соответственно и объемный КПД. Вязкость рабочей жидкости зависит от температуры и

давления; однако при давлении в гидросистемах до 25 МПа вязкость можно считать не зависимой от давления.

Наибольшее влияние вязкость жидкости оказывает на потери давления в местных сопротивлениях: тройниках, разветвлениях, изгибах.

При понижении температуры до – 40 °C сила трения манжетных уплотнений увеличивается в 1,6 – 1,8 раза, колец круглого поперечного сечения – в 1,4 – 1,6 раза. При повышении температуры сила трения также

увеличивается.

Зависимость вязкости рабочей жидкости от температуры для некоторых рабочих жидкостей представлена на рисунке 2.1 [10].

Рисунок 2.1 – Зависимость коэффициента кинематической вязкости рабочей жидкости от ее температуры

При выборе рабочей жидкости необходимо принимать во внимание следующие рекомендации [1]:

• минеральные масла с вязкостью 20 – 40 сСт при 50 °C применяют для гидравлических систем с давлением до 7 МПа; для давлений до 20 МПа используют масла с вязкостью 60 – 110 сСт; для давлений до

60 МПа выбирают рабочую жидкость с вязкостью 100 – 175 сСт;

• применение смеси масел в системах с высоким рабочим давлением не рекомендуется;

• температура застывания масла должна быть на 15 – 20 °С ниже минимальной рабочей температуры гидросистемы;

• в гидроприводах, работающих в условиях низких температур, обычно применяют морозостойкие рабочие жидкости, у которых температура застывания ниже 60 °С.

Для выбора рабочей жидкости и гидроагрегатов необходимо знать граничные температуры окружающего воздуха, которые зависят от климатической зоны эксплуатации гидропривода. Граничными температурами можно задаваться на основе следующих рекомендаций:

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

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

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

Нижний предел температур рабочих жидкостей определяется минимальной температурой той климатической зоны, где работает машина.

Верхний предел зависит от максимальной температуры окружающей среды [7].

Основные характеристики рабочих жидкостей, применяемых в

гидросистемах машин лесного комплекса, приведены в таблице 2.1 [2, 8].

Таблица 2.1 – Основные характеристики рабочих жидкостей

Марка рабочей жидкости	Плотность, кг/м3	Вязкость, 10-6 м2/с (сСт), при температуре °С						Температура застывания*, °С		Температур- ные пределы применения, °С
		+50	+20	0	-20	-50
1	2	3	4	5	6	7	8		9
Индустриальное, И-12А (ГОСТ 20799-88)	880	12	50	-	1800	-	-15		от -5 до + 60
Индустриальное, И-20А (ГОСТ 20799-88)	890	20	75	-	-	-	-15		от -5 до + 90
Индустриальное, И-30А (ГОСТ 20799-88)	890	30	160	-	-	-	-15		от +5 до + 60

Окончание таблицы 2.1

1	2	3	4	5	6	7	8	9
Индустриальное, И-40А (ГОСТ 20799-88)	900	45	229	-	-	-	-15	от +5 до + 60
Веретенное АУ (ГОСТ 1642-75)	890	12	40	190	1250	20000	-45	от -30 до + 60
Трансформаторное (ГОСТ 982-56)	886	9	30	-	414	3880	-45	от -35 до + 53
Авиасмесь АМГ-10 (ГОСТ 6794-75)	870	10	16	42	130	451	-70	от -50 до + 60
Смесь ГМ-50 (ВТУ)	880	8,6	25	-	270	1400	-60	от -55 до + 55
Турбинное Т-22 (ГОСТ 32-53)	901	22	100	-	-	-	-15	от 0 до + 50
Турбинное Т-22 (ГОСТ 32-53)	901	22	100	-	-	-	-15	от 0 до + 50
Турбинное Т-30 (ГОСТ 32-53)	901	30	161	-	-	-	-10	от +10 до + 50
Дизельное Дп-8 (ТУ МИП 457-53)	918	49,5	220	-	-	-	-25	от +10 до + 100
Дизельное Дп-8 (ТУ МИП 457-53)	918	80	170	-	-	-	-15	от +0 до + 100
ВМГЗ (ТУ 38-101- 479-74)	860	10	-	66	-	-	-60	от -40 до + 35
МГ-20 (ТУ 38-1-01-50-70)	885	20	-	300	-	-	-40	от -15 до + 50
МГ-30 (ТУ 38-1-01-50-70)	890	30	-	760	-	-	-35	от -10 до + 60
М-10В2 (ГОСТ 8581-78)	890	82	-	7000	-	-	-15	от -10 до + 90
М-8В2 (ГОСТ 8581-78)	889	52	-	2500	-	-	-25	от -20 до + 50
ИС-20 (ГОСТ 20799-88)	890	20	-	300	-	-	-15	от -10 до + 60
ИС-30 (ГОСТ 20799-88)	890	28	-	760	-	-	-45	от -10 до + 60

Примечание: * Температура застывания – это температура рабочей жидкости, при которой она теряет подвижность в течение 1 мин.

2. Рабочее давление в гидросистеме

Величина рабочего давления влияет на габариты и стоимость элементов гидропривода, долговечность их работы, правила эксплуатации.

При выборе рабочего давления в гидросистеме необходимо

учитывать, что при увеличении давления уменьшается расход (производительность, подача) насоса, а следовательно, его размеры, а также размеры гидросети и устройств управления, то есть гидропривод

становится более компактным. В то же время увеличение давления требует более дорогих насосов, высокой герметичности соединений и приводит к повышению нагрузок в отдельных узлах гидропривода.

Уменьшение рабочего давления вызывает увеличение размеров

элементов гидропривода, но уменьшает требования к герметичности соединений, повышает срок службы гидропривода, дает возможность применить более простые и дешевые насосы.

При выборе рабочего давления необходимо также учитывать назначение и величину преодолеваемой полезной нагрузки. Для гидроприводов, имеющих несколько исполнительных механизмов, выбор

основных параметров производят по наиболее нагруженному механизму.

Рабочее давление в гидросистеме может быть выбрано двумя способами.

Первый заключается в том, что при выполнении предварительных расчетов гидроприводов рабочее давление может быть принято в зависимости от величины преодолеваемой нагрузки.

Так, для гидроприводов в машиностроительной промышленности

рабочее давление в зависимости от преодолеваемой нагрузки может приниматься [3]:

при F = (10 ÷ 20) кН P 1,5 МПа;

при F = (20 ÷ 30) кН P 3,5 МПа;

при F = (30 ÷ 50) кН P 5 МПа;

при F = (50 ÷ 00) кН P 6,4 МПа.

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

при F 10 кН P 5 МПа;

при F = (12 ÷ 30) кН P = 6 ÷ 7 МПа;

при F = (30 ÷ 60) кН P = 8 ÷ 10 МПа;

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

при F > 100 кН P = 16 ÷ 20 МПа.

Второй способ выбора рабочего давления в гидросистеме основан на аналогии с действующими нагрузками в гидросистемах машин лесной отрасли.

При выборе рабочего давления необходимо руководствоваться рядом номинальных давлений по ГОСТ 12445-80, так как на эти давления

рассчитываются конструкции насосов, гидромоторов и всех других элементов гидропривода.

Ряд номинальных давлений (в МПа) в соответствии с ГОСТ 12445-80 (СТ СЭВ 518-77) приведен ниже :

0,1	0,16	0,25	0,4	0,63
1,0	1,6	2,5	4,0	6,3
10	12,5	16	20	25
32	40	50	63	80
100	125	160	200	250

Величина давления связана с типом насоса и назначением гидропривода на машине (для выполнения вспомогательных и установочных движений или для привода рабочего оборудования). Например, в гидроприводах бульдозеров, скреперов, рыхлителей и т.д. обычно применяют шестеренные насосы с номинальным давлением 10, 16 и 20 МПа, в гидроприводах экскаваторов, погрузчиков, автокранов – аксиально-поршневые насосы с номинальным давлением 16, 20, 25,

32 МПа.

3. Объемные гидродвигатели

   1. Классификация гидродвигателей

Объемным гидродвигателем называется гидромашина для преобразования энергии потока рабочей жидкости в энергию движения выходного звена.

Гидродвигатели разделяют на три класса (рисунок 2.2):

1. Гидроцилиндры – объемные гидродвигатели с поступательным движением выходного звена;

2. Поворотные (моментные) гидродвигатели с ограниченным углом поворота выходного звена;

3. Гидромоторы – объемные гидродвигатели с вращательным

движением выходного звена.

Рисунок 2.2 – Классификация объемных гидродвигателей

2. Гидроцилиндры

Гидроцилиндры являются простейшими гидродвигателями, которые применяются в качестве исполнительных механизмов гидроприводов различных машин и механизмов с поступательным движением выходного звена.

Основные схемы гидроцилиндров представлены на рисунке 2.3. По принципу действия и конструкции они весьма разнообразны.

По кинематическим признакам гидроцилиндры делятся на две группы:

• с подвижным штоком и неподвижным корпусом;

• с неподвижным поршнем и подвижным корпусом.

Различают гидроцилиндры одностороннего действия (рисунок 2.3 а, в, д, ж, г) и двустороннего действия (рисунок 2.3 б, е, з) [5].

Гидроцилиндр одностороннего действия (рисунок 2.3 а) имеет шток с поршнем, перемещаемый силой давления жидкости в одну сторону.

Обратный ход штока совершается под действием внешней силы или пружины. Рабочая жидкость подводится только в одну рабочую полость.

Гидроцилиндр двустороннего действия (рисунок 2.3 б) имеет поршень с односторонним штоком с внутренним и наружным

уплотнениями. Рабочая жидкость подводится поочередно в обе рабочие полости. Движение ведомого звена в обе стороны производится под действием давления жидкости.

Рисунок 2.3 – Гидроцилиндры с возвратно-поступательным движением выходного звена: а – с односторонним штоком; б – с двусторонним штоком;

в – плунжерный; г – телескопический; д, е – с двусторонним подводом рабочей

жидкости; ж – мембранный; з – сдвоенный

Силовой гидроцилиндр, имеющий несколько штоков, общий ход которых больше длины его корпуса, называется телескопическим (рисунок 2.3 г). Применяются телескопические гидроцилиндры в случаях, когда при малой длине корпуса требуется получить большой ход рабочего звена. Выдвижение штоков начинается с поршня большего диаметра.

Мембранные гидроцилиндры (рисунок 2.3 ж) применяются там, где требуются незначительные перемещения при высоких усилиях.

В гидроцилиндрах двустороннего действия движение выходного звена в обоих направлениях осуществляется под действием потока рабочей жидкости. Такие гидроцилиндры выполняются в двух вариантах (рисунок

2.3 д, е, з):

• гидроцилиндр с односторонним штоком, в котором шток находится только с одной стороны поршня;

• гидроцилиндр с двусторонним штоком, в котором шток расположен по обе стороны поршня.

Гидроцилиндры с двусторонним штоком применяются в тех случаях, когда необходимо в обычной схеме подключения гидролинии получить одинаковое усилие и одинаковую скорость при движении штока в обоих

направлениях. Однако такие гидроцилиндры увеличивают габариты машины, так как шток выходит по обе стороны корпуса, и, кроме того, они более сложны в изготовлении. Поэтому преимущественно применяют

гидроцилиндры с односторонним штоком, а нужное соотношение скоростей при движении в разных направлениях обеспечивают схемой подключения и конструктивными размерами.

Сдвоенные гидроцилиндры (рисунок 2.3 з) применяют для увеличения усилия на штоке. Такие гидроцилиндры используются, например, когда для получения необходимого усилия, когда нельзя

установить гидроцилиндр с большим диаметром, но при этом длина цилиндра не ограничивается. Последовательное соединение гидроцилиндров увеличивает эффективную площадь, а следовательно,

тянущее или толкающее усилие на штоке [12].

3. Конструкции гидроцилиндров

Общая схема устройства гидроцилиндра представлена на рисунке 2.4.

Рисунок 2.4 – Устройство гидроцилиндра: 1 – собственно цилиндр; 2 – поршень; 3 – шток; 4 – задняя крышка с проушиной; 5 – передняя крышка; 6 – проушина штока (головка); 7 – штоковая полость; 8 – бесштоковая полость

Основными параметрами гидроцилиндров определенными государственным стандартом являются:

а) диаметры гидроцилиндров;

б) диаметры штоков;

в) ход поршня;

г) коэффициент мультипликации.

Стандартами отраслей (ОСТ) разработаны типовые гидроцилиндры с параметрами Госстандарта.

При проектировании гидроцилиндров коэффициент мультипликации упрощает расчеты. На практике в редких случаях проектируют

гидроцилиндры, их выбирают из перечня типовых.

Отметим особенности выпускаемых в массовом производстве гидроцилиндров.

Гидроцилиндры общепромышленного назначения (Ц) выпускаются всего с двумя значениями коэффициента мультипликации φ:

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

• с нормальным диаметром штока φ = 1,33.

Эти гидроцилиндры рассчитаны так же на два разных уровня давления:

• 16 МПа – с кратковременным увеличением давления до 20МПа;

• 30 МПа – для экскаваторостроения с максимальным увеличением до 40МПа.

Гидроцилиндры сельского хозяйства (ЦС) рассчитаны на давление

от 6 до 8 МПа. Гидроцилиндры станкостроения (Г) – от 4 до 6 МПа.

В лесной промышленности используются как цилиндры других отраслей, так и собственного производства. Эти цилиндры не имеют буквенного индекса и производятся для определенных машин. Давление в гидроцилиндрах лесных машин от 16 до 18 МПа, однако оно не остается постоянным и с усовершенствованием производства растет.

Все типы гидроцилиндров (рисунок 2.4) состоят из двух сборочных единиц: корпуса и поршневой группы. Основные конструктивные отличия различных типов гидроцилиндров заключаются в способе соединения крышек с гильзой (собственно цилиндром). Это соединение может быть разъемным (резьбовым; шпильки, болты) или неразъемным (электродуговая сварка). Поршневые группы отличаются в основном применяемыми типами уплотнений.

В таблице 2.2 представлены условные (схематичные) обозначения гидроцилиндров.

Таблица 2.2 – Условные обозначения гидроцилиндров

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

Технические параметры гидроцилиндров различных отраслей представлены в таблице 2.3.

Марка гидроцилиндра	Давление, МПа			Моторесурс, ч		КПД		Усилие, кН			Ход штока, мм		Диаметр цилиндра, мм		Диаметр штока, мм		Тип уплотнений		Тип рекомендованной рабочей жидкости
	номинальное	максимальное	толкающее					тянущее
1	2	3	4		5		6		7	8		9		10		11		12
Ц-55-101-0001	14	17,5	8000		0,91		33,2		23,3	2001		55		30		Резиновые кольца		М-10-Г2, M-10- В2, М-8-Г2 М-8-В2
Ц-75-1Ш-001А	14	17,5	8000		0,91		62		52	2001		75		30		Резиновые кольца		М-10-Г2, М-10-В2, М-8-Г2, М-8-В2
151.40.040.3А	10		6000		0,80		50		37,5	280		80		40		Резиновые кольца		И-20А (ГОСТ 20799-75)
Ц-90-121-2001А	14	17,5	8000		0,91		89		79	200		90		30		Резиновые кольца		М-10-Г2, М-10-В2 (ГОСТ 8581-78)
Ц-90М	14	17,5	8000		0,91		89		79	200		90		30		Резиновые кольца		М-Ю-Г2, M-10- В2
ЦП0-1414001А	14	17,5	8000		0,91		133		115	250		110		40		Резиновые кольца		М-10-Г2,
18-26-270	16	20	7000		0,93		125,8		75	800		100		60		Резиновые манжеты, шевроны, кольца		М-100-Г2, М-10-В2
Ц110А-1414001	14	18	8000		0,91		133		115	400		100		40		Резиновые кольца		М-10-Г2, М-10-В2
Ц125.250.160.001- I	16	20	8000		0,92		196		165	250		125		50		Резиновые кольца		М-10-Г2, М-10-В2, М-8-Г2, М-8-В2
Ц125.250.160.001-П	16	20	8000		0,92		196		165	175		125		50		Резиновые кольца		М-10-Г2, М-10-В2, М-8-Г2, М-8-В2
Ц700А.34.29.000	14	18	8000		0,91		171,1		144	400		125		50		Резиновые кольца		М-8-В2
Ц125.1000.160.011 с клапанной разгрузкой	16	20	8000		0,91		196,1		165	1000		125		60		Манжеты, шевроны, кольца		-
Ц140х1250-33 с клапанной разгрузкой	16	20	8000		0,91		259		210	1250		140		80		Манжеты, шевроны, кольца		-
Ц160x1400-33 с клапанной разгрузкой	16	20	8000		0,91		322		241	1250		160		80		Манжеты, шевроны, кольца		-

Таблица 2.3 – Гидроцилиндры общетехнического назначения

3

3

Окончание таблицы 2.3

1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12
Ц160x1400-33	16	20	8000	0,91	322	241	1400	160	80	Манжеты, шевроны, кольца	-
Ц-40х160-11	16	20	8000	0,96	20,1	15,0	200	40	20	Манжеты, шевроны, кольца	-
Ц-63x800.160.001	16	20	6000	0,93	49,8	36,9	800	63	32	Манжеты, резиновые кольца	-
Ц100x100x3	16	20	8000	0,96	125,6	101,8	200	100	40	Резиновые кольца	-
Ц80x200x24	16	20	8000	0,92	80,3	60,2	200	80	40	Резиновые кольца	-
Ц100.110.160.001	16	20	8000	0,92	125,6	101,8	110	100	40	Резиновые кольца	-
Ц10Б-141.4001	14	17,5	8000	0,94	133,0	106,0	400	110	50	Резиновые кольца	-
Ц125x200x11	16	20	8000	0,92	196,2	164,8	200	125	50	Резиновые кольца	-
Ц125x200-21	16	20	8000	0,92	196,2	164,8	200	125	50	Резиновые кольца	-
Ц125х200-24	16	20	8000	0,92	196,2	164,8	200	125	50	Резиновые кольца	-
Ц125.400.160.001	16	20	8000	0,96	196,2	164,4	400	125	63	Резиновые кольца	-
Ц140.710.160.001	14	17,5	4000	0,93	215,4	161,5	710	140	70	Резиновые манжеты, шевроны, кольца	-
Ц75х110-2	14	17,5	4000	0,92	62	48	100	75	30	Резиновые манжеты, шевроны, кольца	-
Ц100х200-2	14	17,5	4000	0,92	109,9	85	200	100	40	Резиновые манжеты, шевроны, кольца	-
Ц100x200-3	16	20	4000	0,92	115	96	200	100	40	Резиновые манжеты, шевроны, кольца	-

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

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

Марка машины	Марка гидроцилиндра	Тип цилиндра, назначение	Ход поршня, мм	Диаметр цилиндра, мм	Диаметр штока, мм	Рабочее давление, МПа
ЛО-15А	1.16.IV-125×63×90	Гидроцилиндр стрелы	1000	125	60	16,0
	1.16.IV-125×63×90	Гидроцилиндр рукояти	1000	125	60	16,0
	1.15.0V-80×50×250	Гидроцилиндр упоров	250	80	40	16,0
	1.16.0V-80×50×320	Гидроцилиндр захвата	320	80	40	16,0
	1.15.0V-80×50×320	Гидроцилиндры: надвигания пилы, сброса на пилу, сброса от пилы, ролика	320	80	40	16,0
ЛП-18Г	1.16.0V-100×63×320	Гидроцилиндр толкателя	320	100	30	14,0
	1.16.IV-125×80×160	Гидроцилиндр захвата	100	125	50	14,0
	1.16.IV-125×80×630	Гидроцилиндр стрелы	630	125	70	14,0
	1.16.IV-125×80×1000	Гидроцилиндр рукояти	1000	125	70	14,0
	1.16.0V-100×63×160		160	100	50	14,0
	1.16.IV-125×80×630	Гидроцилиндр зажима коника	630	125	70	14,0
ПЛ-2	ПЛ-2-08-600СБ	Гидроцилиндр механизма захвата	620	160	70	12,5
ПЛ-3	П-2-03-00	Гидроцилиндр коромысла	940	160	70	12,5
	П-2-08-00	Гидроцилиндр стрелы	1190	160	70	12,5
ЛП-33А	ЛП-33А.19.050-С1	Гидроцилиндр наклона стрелы	800	140	90	15+1
	ЛП-33А.19.050	Гидроцилиндр поворота стрелы	800	140	90	12+1
	ЛП-33А.04.100 или Л16-0V-100×63×320	Гидроцилиндр головки сучкорезной	320	110	70	12+1
			320	100	63	-
	ЛП-33А.04.100 или 1.16-0V-100×63×320	Гидроцилиндр головки приемной	320	110	70	12
			320	100	63	-
ЛТ-65	-	Гидроцилиндр захвата	620	160	70	-
	-	Гидроцилиндр поворота стрелы	1250	125	70	-
	-	Гидроцилиндр поворота основания	900	160	70	-
ЛП-19А	4121А.23.00.000	Гидроцилиндр рукояти и стойки захвата	1400	140	-	25

Конструкции гидроцилиндров могут быть по функциональному назначению только для выполнения основной силовой функции или с дополнительными функциями:

• дросселирования потоков;

• демпфирования в конце движения;

• изменения длины хода штока.

Выполнение этих функций достигается встраиванием специальных устройств в крышки гидроцилиндров.

Основные требования к конструкциям гидроцилиндров установлены ГОСТ 161514-80 «Технические требования к конструкциям гидроцилиндров». В них оговариваются конструкция и размеры деталей, присоединительные размеры, требования к уплотнениям, проходным сечениям отверстий присоединения шлангов и т.д.

Основные параметры гидроцилиндров установлены ГОСТ 6540-68 (с изменениями 1988 г.) «Гидроцилиндры и пневмоцилиндры – ряды

основных параметров». К этим рядам относятся: номинальное давление, диаметр поршня (цилиндра), диаметр штока, ход штока. Установленные стандартом параметры приведены в таблицах 2.3, 2.4.

Стандартом также рекомендуются отношения значений площадей штоковой и поршневой полостей цилиндра (коэффициент

мультипликации ) для определения диаметра штока (ГОСТ 6540-68).

Заводы-изготовители гидроцилиндров общетехнического назначения, а также некоторые отрасли производят гидроцилиндры двух типов: с нормальным диаметром штока (=1,33) и с увеличенным (=1,6). Выбор соотношения диаметров штока и цилиндров, таким образом, является произвольным (в пределах рекомендуемых значений ) и ограничением в выборе могут быть только значения прочности и устойчивости штока.

4. Поворотные гидродвигатели

Для возвратно-поворотных движений приводимых узлов на угол, меньший 360 °, применяют поворотные гидроцилиндры (рисунок 2.5), которые представляют собой объемный гидродвигатель с возвратно- поворотным движением выходного звена.

Рисунок 2.5 – Поворотный однолопастной гидроцилиндр:

а – схема; б – общий вид

Поворотный гидроцилиндр состоит из корпуса 1 и поворотного ротора, представляющего собой втулку 2, несущую пластину (лопасть) 3. Кольцевая полость между внутренней поверхностью цилиндра и ротором разделена уплотнительной перемычкой 4 с пружинящим поджимом к ротору уплотнительного элемента 5.

При подводе жидкости под давлением P_P в верхний канал (рисунок 2.5, а) пластина 3 с втулкой 2 будет поворачиваться по часовой стрелке. Угол поворота вала цилиндра с одной рабочей пластиной обычно не превышает 270 – 280 °.

Расчетный крутящий момент М на валу рассматриваемого гидроцилиндра с одной пластиной равен произведению силы R на плечо а приложения этой силы (расстояние от оси вращения до центра давления рабочей площади пластины)

^{M F a} . (2.1)

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

F = ΔPS = (P_Р – P_СЛ) S. (2.2)

Из рисунка 2.5, а видно, что рабочая площадь пластины

^{S D d b} , (2.3)

2

где b – ширина пластины.

Плечо приложения силы

_{a }D _D d _D d _{. (2.4)}

2 4 4

В соответствии с этим расчетный крутящий момент

M ^ΔPb D² d² _{. (2.5)}

8

Угловая скорость вращения вала

_{ω } 8Q

D² d² b

. (2.6)

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

ΔPb _{ 2 2 }

M_Ф 

ω 

D d 8

8Q

^η_М , (2.7)

. (2.8)

^Ф D² d² b ^ηоб

Применяются также и многопластинчатые поворотные гидроцилиндры (рисунок 2.6), которые позволяют увеличить крутящий момент, однако угол поворота при этом уменьшится. Момент и угловая скорость многопластинчатого гидроцилиндра:

ΔPbz _{ 2 2 }

M_Ф  ₈

D d

^η_М , (2.9)

ω_Ф 

8Q

zD² d² b ^ηоб

, (2.10)

где z – число пластин.

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

Для преобразования прямолинейного движения выходного звена гидроцилиндра 1 в поворотное исполнительного механизма 2 применяют речно-шестеренные механизмы (рисунок 2.7). Без учета сил трения крутящий момент на валу исполнительного механизма равен

M ΔP ^πD

2

4

• D₃ 2

, (2.11)

а угловая скорость вращения

ω 

8Q

πD² D

3

, (2.12)

где D_З – диаметр делительной окружности шестерни.

Рисунок 2.7 – Речно-шестеренный механизм

4. Основы расчета гидроцилиндров

Основными рабочими и конструктивными параметрами силовых гидроцилиндров являются: внутренний диаметр цилиндра, развиваемое усилие, расход жидкости, мощность и КПД.

Внутренний диаметр цилиндра D является главным параметром; он характеризует геометрические размеры и технологию изготовления

гидроцилиндра. По этому параметру определяют усилие на штоке и скорость движения поршня при рабочем ходе. По диаметру штока d определяют развиваемое усилие и скорость при холостом ходе.

Рабочее давление P_P устанавливает эксплуатационную и геометрическую характеристики гидроцилиндров.

Определение основного параметра силового гидроцилиндра – его

внутреннего диаметра (диаметра поршня) производят в два этапа. Сначала вычисляют приближенное значение диаметра D по известной полезной нагрузке F и принятому рабочему давлению; затем определяется диаметр

гидроцилиндра с учетом всех внешних дополнительных нагрузок (при этом величину дополнительных нагрузок определяют, принимая уже известным диаметр гидроцилиндра).

1. Приближенный расчет основных параметров силового гидроцилиндра

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

_{D } 4F

πP_P

, (2.13)

где F – полезная нагрузка, приведенная к штоку;

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

По вычисленному в соответствии с формулой (2.13) расчетному диаметру D подбирают ближайший больший нормализованный диаметр. Внутренний диаметр гидроцилиндров нормализован ГОСТ 6540-68 и имеет следующие значения в мм:

Основной ряд:

10	12	16	20	25	32	40	50
63	80	100	125	160	200	250	320
400	500	630	800

Дополнительный ряд: 36	45	56	70	90	110	140	180
220	280	450	560	710	900

Диаметр штока d определяется в зависимости от величины хода

поршня S. Если выполняется условие

^{S 10D} , можно принимать:

при

P_P 2,5

МПа d = (0,3 0,35)D;

при при

P_P 

P_P 

(6,4 10) МПа d = 0,5D;

(16 25) МПа d = (0,7 0,75)D.

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

Основной ряд:	10	12	16	20	25	32	40	50
	63	80	100	125	160	200	250	320
	400	500	630	800
Дополнительный ряд:	14	18	22	28	36	45	56	70
	90	110	140	180	220	280	360	450
	560	710	900

2. Уточненный расчет основных параметров гидроцилиндра

В процессе работы силового гидроцилиндра часть рабочего давления затрачивается на преодоление сил трения в конструктивных элементах гидроцилиндра, силу противодавления, динамические нагрузки, возникающие при разгоне и торможении поршня гидроцилиндра. Считая принятое рабочее давление исходным параметром, можно уточнить диаметр силового гидроцилиндра. Для этого необходимо учесть названные выше дополнительные нагрузки.

Полезные и дополнительные нагрузки определяют величину усилия, развиваемого гидроцилиндром, F'. Усилие, развиваемое гидроцилиндром,

равно сумме нагрузок – статической F_CТ и динамической F_Д

F' = F_CТ + F_Д. (2.14)

Статическая нагрузка определяется при установившемся движении поршня по формуле

F_CТ = F + F_ТР + F_ПР, (2.15)

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

F_ПР – сила противодавления.

Силы трения в конструктивных элементах гидроцилиндра

Важными элементами конструкции гидропривода являются уплотнительные устройства, обеспечивающие герметичность в подвижных и неподвижных соединениях гидравлических машин. От типа

применяемых уплотнений зависит конструкция поршней гидродвигателей (гидроцилиндров, гидромоторов), их параметры, а также величина рабочего давления.

Обычно все применяемые в системах гидропривода уплотнения подразделяют по назначению на три группы:

• уплотнения неподвижных поверхностей;

• уплотнения подвижных поверхностей при относительных возвратно-поступательных перемещениях;

• уплотнения подвижных поверхностей при относительном вращательном их перемещении.

Для обеспечения высокой степени герметизации применяют различного типа уплотнения (рисунок 2.8), изготовленные из различных материалов:

• набивочные;

• манжетные;

• резиновые кольца;

• металлические кольца.

Рисунок 2.8 – Уплотнительные устройства: а – резиновое кольцо прямоугольной формы; б – резиновое кольцо круглого сечения; манжетное U-образное уплотнение; манжетное V-образное уплотнение; b' – ширина резинового кольца прямоугольного сечения; b – ширина канавки; d – диаметр сечения круглого кольца; D – диаметр уплотняемого соединения; h – глубина канавки; l – ширина рабочей части манжеты

Принцип действия всех уплотнений из упругих материалов основан на их свойствах создавать начальное давление на уплотняемых поверхностях, контактируемых с уплотнением.

При этом с увеличением рабочего давления соответственно

увеличивается усилие прижатия уплотнения к уплотняемым поверхностям.

Набивочные уплотнения применяют в гидравлических прессах, гидроцилиндрах, насосах, гидроаппаратуре. Материалом уплотнения служат хлопчатобумажные, асбесто-металлические набивки, пропитанные коллоидным графитом, и т. д. К уплотняемым деталям набивка прижимается натяжными втулками с контактным давлением, превышающим рабочее.

Силу трения набивочного уплотнения определяют по формуле

^τ_Н ^πdlk , (2.16)

где d – диаметр уплотняемого соединения;

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

l – длина набивочного уплотнения, обычно принимается по

соотношению l = (6 8)h; где, соответственно, h – толщина

(радиальная) сечения слоя набивки, определяемая по

зависимости h = (1,5 2,5) ^d (для малых диаметров штока h принимается не менее 3 – 4 мм, для больших – не менее 30 мм).

Манжетные уплотнения: манжетой в общем случае называют упругое фигурное кольцо, которое прижимается давлением рабочей жидкости к соответствующим деталям и оказывает уплотняющее действие. Форма манжет разнообразна, однако наиболее распространенными являются U-образные и V-образные (шевронные) манжеты (рисунок 2.8). Эти манжеты применяют при давлениях рабочей жидкости до 35 МПа.

Сила трения при уплотнении манжетами с шевронным

(V-образным) профилем определяется по формуле [3]

^τ_МV ^πdlk , (2.17)

где d – диаметр уплотняемого соединения;

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

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

Таблица 2.5 – Размеры манжетных уплотнений

Диаметр d, мм	до 30	до 60	до 150	до 300
l, мм	8	10	10-12	15-20

Размеры манжет l (ширина уплотнения) выбирают по величине диаметра d. Рекомендуемое число манжет в пакете приводится в таблице 2.6.

Таблица 2.6 – Количество манжет в пакете

Диаметр, мм	Рабочее давление, МПа
	До 3	до 6	до 10	до 20	до 35
До 50	2	3	4	5	6
50 – 100	3	4	5	6	7
100 – 300	3	4	5	6	7

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

^τ МU

πdlP_P

^P_K ^f _М , (2.18)

где d – диаметр уплотняемого соединения;

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

P_K – монтажное давление, составляющее 0,2 ÷ 0,5 МПа;

f_М – коэффициент трения, равный: для кожи 0,06 ÷ 0,08; для капрона 0,02 ÷ 0,03; для фторопласта 0,03 ÷ 0,05; для резины

0,1 ÷ 0,13.

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

^τКМ

πdbiP_K

^P_P ^f_K , (2.19)

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

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

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

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

Таблица 2.7 – Определение числа поршневых колец

Давление, МПа	Диаметр цилиндра, мм
	40-50	50-90	100-130	140- 180	200- 260	280- 360	380- 500	500- 6000
6	2	3	3	3	3	3	3	3
10	3	3	3	3	4	4	4	4
20	3	3	4	4	4	5	6	7
32	3	4	4	5	6	7	8	9

Таблица 2.8 – Определение ширины поршневого кольца

Диаметр поршня, мм	Глубина канавки, мм	Ширина канавки, мм
50	2,7	2,8
75	3,9	3,2
100	4,7	4,8
125	5,2	4,8
150	6,4	6,4
175	7,2	6,4
200	7,2	6,4
225	8,9	7,7
250	9,7	9,5
275	10,5	9,5
300	11,2	11,2
325	12,0	12,7
350	12,7	12,7
375	13,4	12,7
400	14,5	15,8
400	14,5	15,8
500	17,8	15,8

Силу трения при уплотнении резиновыми кольцами определяют по зависимости

^τ_КР ^q_K ^πd , (2.20)

где d – диаметр уплотняемого соединения;

q_К – удельная сила трения на единицу длины уплотнения, определяется по графику (рисунок 2.9).

Рисунок 2.9 – График для определения удельной силы трения

Суммарная сила трения F_ТР определяется в зависимости от выбранных типов уплотнений на штоке и поршне, то есть

^FТР

n

^{τi} . (2.21)

i1

Металлические кольцевые уплотнения удовлетворительно работают при давлениях от 7 до 10 МПа (при диаметрах до 180 мм). Их недостатком является необеспечение полной герметичности и неисключение возможности появления задиров.

Кольцевые резиновые уплотнения в подвижных соединениях работают при рабочих давлениях до 32 МПа; резиновые манжетные и шевронные из прорезиненных материалов – до 50 МПа.

Определение силы противодавления

Для получения более равномерной скорости движения поршня на сливной линии из гидроцилиндра создается противодавление, сила

которого обозначается F_ПР. Обычно противодавление создается путем дросселирования рабочей жидкости. На рисунке 2.10 представлена простейшая схема демпфера.

Рисунок 2.10 – Гидроцилиндр с демпфером: 1 – цилиндрический канал корпуса гидроцилиндра; 2 – цилиндрический хвостовик; 3 – поршень

В конце хода поршня цилиндрический хвостовик входит в цилиндрический канал корпуса, уменьшая тем самым проходное сечение канала, по которому рабочая жидкость поступает в сливную гидролинию. Сопротивление протеканию рабочей жидкости тормозит поршень и плавно снижает его скорость.

Если условия работы не налагают требования плавного движения рабочего органа, то величину противодавления в расчет можно не вводить.

В машинах, станках, где рабочие давления малы, величину противодействия рекомендуется принимать в пределах от 0,2 до 0,3 МПа

В машинах и станках, где рабочий орган расположен вертикально и

не уравновешен контргрузом, величина противодавления определяется весом подвижных частей головки и гидроцилиндра, поршня и т.д. и

G

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

, т.е.

Ω

^PПР

0,2 0,310⁶ ^G _{, (2.22)}



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

Ω – площадь сечения штоковой части гидроцилиндра, м².

S, мм

1600

1400

1200

1000

800

φ = 1,33

φ = 1,6

600

400

200

0

0 200 400 600 800 1000 1200 1400

G, Н

Рисунок 2.11 – График для определения веса подвижных частей гидроцилиндра

На графике (рисунок 2.11) представлена зависимость веса подвижных частей гидроцилиндра в зависимости от хода штока гидроцилиндра для двух наиболее распространенных значений коэффициента мультипликации, применяемых заводами-изготовителями гидроцилиндров, который представляет собой отношение поршневой и

штоковой полостей гидроцилиндра

⎛

_⎜^⎜ 

⎝

_D2

D² d

⎞

² ⎟^{⎟ .}

⎠

С учетом вышесказанного сила противодавления определяется по формуле

^FПР

^P_ПР ^. (2.23)

Наличие противодавления в значительной степени предупреждает проникновение воздуха в полость гидроцилиндра.

Динамическая сила

Динамическую силу F_Д, возникающую при разгоне и торможении, можно приближенно определить, пользуясь теоремой о количестве движения и импульсе сил:

F_Д Δt M_ПР υ₂ υ₁ _{, (2.24)}

где Δt – время ускорения или замедления движения; принимается обычно равным 0,01 ÷ 0,5 с, причем меньшие значения относятся к легким механизмам и малым скоростям движения, а большие – к высоким скоростям и тяжелым механизмам;

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

M_ПР – приведенная к поршню силового гидроцилиндра масса, включающая в себя массы частей, подключенных к поршню.

Скорость перемещения штока или угловую скорость вала выбирают с учетом коэффициента использования гидропривода за цикл. Следует помнить, что завышение скорости ведет к увеличению мощности и веса гидропривода, а занижение – к уменьшению производительности машины. Например, коэффициент использования гидропривода скрепера составляет 0,1 ÷ 0,2 и менее, поэтому нет необходимости иметь большую скорость штоков, так как она практически не влияет на производительность скрепера. Коэффициент использования гидропривода экскаваторов и погрузчиков составляет 0,9 ÷ 1,0, поэтому скорость перемещения штока надо выбирать максимальной, так как она оказывает существенное влияние на производительность машины.

Если известны: приведенная масса, изменение скорости Δυ = υ₂ – υ₁ и Δt, то из формулы (2.24) можно определить динамическую силу инерции

F_Д M_ПР

Δυ

_Δt . (2.25)

Если приведенная масса M_ПР мала по сравнению со статическим усилием F_С, то формула (2.25) может быть преобразована в следующий вид:

F_Д 

^FCТ

g

_Δυ Δt

. (2.26)

Таким образом, могут быть определены дополнительные нагрузки, возникающие в результате действия сил трения в уплотнениях гидроцилиндра и сил противодавления.

По вычисленному усилию F' и принятому рабочему давлению P_P

уточняют диаметр силового гидроцилиндра:

_{D } 4F^

πP_P

. (2.27)

Полученный расчетный диаметр должен быть нормализован по ГОСТу. При этом подбирается ближайший больший диаметр, а также уточняется диаметр штока.

Для уточненного диаметра гидроцилиндра определяется толщина стенок корпуса и донышка корпуса гидроцилиндра.

Толщину стенок корпуса гидроцилиндра определяют по формуле [1]

t_C = R_K – R₀, (2.28)

где R_K – наружный радиус корпуса гидроцилиндра;

R₀ – внутренний радиус корпуса гидроцилиндра, R₀ = D/2.

Наружный радиус гидроцилиндра может быть определен по формуле

R R

σ_P 0,4P_У

, (2.29)

K 0

σ

Р

1,3P_У

где σ_P – допустимое напряжение на растяжение материала корпуса;

P_У – расчетное давление рабочей жидкости (P_У = 1,2 P_P).

Толщину плоского донышка корпуса гидроцилиндра определяют по формуле

t _Д 0,405D

P_P

. (2.30)



P

При выборе материала корпуса гидроцилиндра (допустимого напряжения растяжения материала) можно руководствоваться таблицей 2.9.

Таблица 2.9 – Допустимые напряжения растяжения

Давление в гидроцилиндре, МПа	Материал корпуса гидроцилиндра	Допустимое напряжение растяжения, σP, МПа
< 10	алюминиевые трубы или литье из серого чугуна	25
< 15	чугунное литье	40
< 20	стальные трубы	60 ÷ 80
> 20	кованая сталь	100 ÷ 120

Следует также отметить, что при расчете гидроцилиндров на прочность при давлении до 30 МПа принимается запас прочности n = 3.

Штоки и поршни гидроцилиндров изготавливают из стальных поковок.

3. Расчет гидроцилиндра на устойчивость

Гидроцилиндры в процессе эксплуатации под действием рабочего давления работают как сжато-изогнутые балки переменного сечения. Для обеспечения работоспособности цилиндра необходимо убедиться в устойчивости штока под действием нагрузки.

Для определения устойчивости гидроцилиндра при известном рабочем усилии на штоке гидроцилиндра можно воспользоваться

следующей методикой [13].

По схемам (рисунок 2.12) определяется фактор хода гидроцилиндра

F_C в зависимости от способа крепления гидроцилиндра.

Далее определяется опорная длина штока гидроцилиндра L₀

L₀ = F_C·S, (2.31)

где S – ход штока гидроцилиндра.

Рисунок 2.12 – Способ крепления гидроцилиндра

Затем по графику (рисунок 2.13) определяется максимально допустимая длина штока гидроцилиндра L_max и ее значение сравнивается с величиной L₀. При этом работоспособность гидроцилиндра (устойчивость штока) будет обеспечена в случае выполнения следующего условия:

^L₀ ^L_max . (2.32)

Рисунок 2.13 – График зависимости опорной длины гидроцилиндра от усилия на штоке