Министерство образования Республики Беларусь БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ Кафедра «Горные машины» С.М. Петренко ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ОБЪЕМНОГО ГИДРОПРИВОДА ВРАЩАТЕЛЬНОГО ДВИЖЕНИЯ Методическое пособие М и н с к Б Н Т У 2 0 1 1 Министерство образования Республики Беларусь БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ Кафедра «Горные машины» С.М. Петренко ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ОБЪЕМНОГО ГИДРОПРИВОДА ВРАЩАТЕЛЬНОГО ДВИЖЕНИЯ Методическое пособие для студентов специальности 1-36 10 01 «Горные машины и оборудование» заочной формы обучения М и н с к Б Н Т У 2 0 1 1 УДК 622.002.5-82 (075.4) ББК 34.447я7 П 30 Р е ц е н з е н т ы : А.В. Нагорский, Ю.И. Тарасов П 30 Петренко, С.М. Проектный расчет гидропривода вращательного движения: ме- тодическое пособие для студентов специальности 1-36 10 01 «Гор- ные машины и оборудование» заочной формы обучения / С.М. Пет- ренко. – Минск: БНТУ, 2011. – 48 с. ISBN 978-985-525-636-7. В пособии приведена методика проектного расчета объемного гидропривода с вращательным движением выходного звена при вы- полнении контрольной работы по дисциплине «Гидромеханический привод горных машин» с примером выполнения расчета. УДК 622.002.5-82 (075.4) ББК 34.447я7 ISBN 978-985-525-636-7 © Петренко С.М., 2011 © БНТУ, 2011 3 ОГЛАВЛЕНИЕ ВВЕДЕНИЕ ................................................................................. 4 1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ ПРОЕКТНОГО РАСЧЕТА .... 5 2. ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОСТЬ ОПРЕДЕЛЕНИЯ РАБОЧИХ ПАРАМЕТРОВ ОГП ............................................... 5 3. МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ ........................................... 6 3.1. Разработка принципиальной гидравлической схемы .... 6 3.2. Выбор рабочего давления .............................................. 12 3.3. Выбор рабочей жидкости ............................................... 13 3.4. Выбор гидромотора ........................................................ 14 3.5. Определение расхода рабочей жидкости в гидросистеме ............................................................................ 16 3.6. Выбор гидроаппаратов и вспомогательных устройств ... 17 3.7. Определение потерь давления в гидравлическом тракте ОГП .................................................................................. 18 3.8. Выбор насоса, определение частоты вращения его вала ......................................................................................... 21 3.9. Мощность приводного двигателя, КПД гидропривода ............................................................................... 23 3.10. Тепловой расчет ОГП ................................................... 26 ЛИТЕРАТУРА ........................................................................ 31 ПРИЛОЖЕНИЕ ...................................................................... 32 4 ВВЕДЕНИЕ Объемные гидравлические приводы (ОГП) в горных маши- нах используются преимущественно в гидромеханических приводах, представляющих собой комбинацию ОГП с меха- ническими передачами. В отдельных случаях реализуется привод с непосредственным соединением валов гидромотора и исполнительного механизма. Поэтому в пособии рассмотре- ны эти два варианта привода исполнительного механизма. Большое значение имеет соответствие принципиальной гидравлической схемы ОГП назначению привода и техноло- гическим требованиям к нему. Вид принципиальной гидрав- лической схемы ОГП определяет рабочие параметры привода, и, соответственно, количество и состав регулирующих и вспомогательных элементов в ней. В пособии подробно рас- смотрены типовые принципиальные гидравлические схемы ОГП с описанием их функциональных свойств. Изложенная в пособии последовательность проектного расчета ОГП обеспечивает получение требуемых выходных параметров привода – момента на валу гидромотора и частоты его вращения путем учета возможных утечек рабочей жидко- сти и потерь давления в тракте ОГП. Содержание контрольной работы, варианты заданий и тре- бования к ее оформлению приведены в [1]. Приведенные в данном пособии методики выбора принци- пиальной гидравлической схемы и проектного расчета ОГП могут быть использованы при курсовом и дипломном проек- тировании горных машин и оборудования. 5 1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ ПРОЕКТНОГО РАСЧЕТА Исходными данными при проектировании ОГП вращатель- ного движения являются: – максимальный момент имМ сопротивления на валу при- водимого гидромотором роторного механизма и частота имп его вращения; – технологические требования к приводу (необходимость реверса направления вращения, регулирования частоты вра- щения, циклограмма работы привода и т. д.); – длины участков гидролиний, их геометрические пара- метры, наличие крутых и плавных поворотов; – температурный диапазон эксплуатации привода. 2. ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОСТЬ ОПРЕДЕЛЕНИЯ РАБОЧИХ ПАРАМЕТРОВ ОГП Рекомендуется использовать следующий порядок опреде- ления рабочих параметров гидравлического привода: – разработка принципиальной гидравлической схемы ОГП, удовлетворяющей технологическим требованиям к приводу роторного исполнительного механизма; – определение длин участков гидролиний, вида и количе- ства местных сопротивлений, гидроаппаратов и вспомога- тельных устройств в них; – выбор рабочего давления привода; – выбор рабочей жидкости (РЖ), удовлетворяющей усло- виям эксплуатации привода; – выбор гидромотора; – определение потока РЖ в гидросистеме; – выбор типоразмеров гидроаппаратов и вспомогательных устройств; – гидравлический расчет трубопроводов ОГП; 6 – выбор насоса, определение частоты вращения его вала; – определение мощности приводного двигателя, КПД гид- ропривода; – тепловой расчет ОГП. 3. МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ 3.1. Разработка принципиальной гидравлической схемы Структура принципиальной гидравлической схемы ОГП, количество и вид используемых гидроаппаратов и вспомога- тельных устройств разрабатываются с учетом технологиче- ских требований к приводу и условий эксплуатации привода. Технологические требования определяют характер движе- ния вала гидромотора (необходимость регулирования скоро- сти, необходимость реверсирования направления вращения, «жесткая» остановка приводимого механизма или возмож- ность выбега по инерции и т. д.) и должны быть учтены при разработке принципиальной гидравлической схемы включе- нием соответствующих направляющих и регулирующих гид- роаппаратов. Условия эксплуатации привода учитываются включением в принципиальную гидравлическую схему соответствующих вспомогательных устройств (фильтров, теплообменников, гидроаккумуляторов и т. п.). Для защиты привода от перегрузок в схему включаются предохранительные клапаны. При разработке принципиальной гидравлической схемы ОГП вращательного движения может использоваться как за- мкнутая, так и разомкнутая схемы циркуляции РЖ. По замкнутой схеме циркуляции РЖ выполняются приво- ды, которые должны обеспечивать регулирование частоты вра- щения исполнительного механизма и (или) реверсирование направления его вращения. Каждый гидромотор приводится от отдельного насоса. 7 Обычно замкнутая схема циркуляции РЖ предполагает наличие дополнительного насоса подпитки с рабочим давле- нием, меньшим, чем у основного насоса. Основные элементы такого гидропривода представлены на рис. 1: регулируемый реверсивный насос Н1, приводной электродвигатель ЭД1 )const( 1дв  пп и нерегулируемый гидромотор М. Рис. 1. ОГП с замкнутой схемой циркуляции РЖ Компенсация утечек рабочей жидкости в замкнутой гидро- системе (Н1 – 1 – М – 2 – Н1) обеспечивается дополнительной системой подпитки Б – Н2 – 3 – КО. В эту систему входят: подпиточный насос Н2, приводной электродвигатель ЭД2, пе- реливной клапан К3, поддерживающий постоянное давление подпитки р = 0,3–0,5 МПа, фильтр Ф и два обратных клапана КО1 и КО2. Насос подпитки Н2 через один из обратных кла- панов (КО1 или КО2) соединен с линией всасывания основно- 8 го насоса Н1 и обеспечивает необходимый подпор на всасы- вании этого насоса. Если линия 1 является напорной линией замкнутой системы, то подпитка происходит через клапан КО2 в сторону линии 2 всасывания основного насоса. Другой обратный клапан КО1 в это время закрыт под действием боль- шего, чем у насоса подпитки, давления в напорной линии 1. При реверсе направления вращения гидромотора линии вса- сывания и нагнетания основного насоса Н1 меняются местами и, соответственно, обратный клапан КО2 будет закрыт, а под- питка линии всасывания основного насоса Н1 будет осу- ществляться через обратный клапан КО1. В гидроприводе имеются предохранительные клапаны К1 и К2, которые предохраняют ее от давления, превышающего установленное. При заданном направлении потока рабочей жидкости в гидросистеме выполняет свои функции тот предо- хранительный клапан, который соединен с напорной линией, например, клапан К1, если напорной линией является линия 1. Использование в приводе регулируемого насоса Н1 обеспе- чивает бесступенчатое регулирование частоты вращения вала гидромотора М. Избыточная подача насоса Н2 через переливной клапан К3 и фильтр Ф отводится в гидробак, где РЖ выдерживается не- которое время для охлаждения. В ОГП большой мощности, работающих по замкнутой схе- ме, для утилизации выделяющейся при работе теплоты обес- печивается принудительная прокачка части подачи насоса подпитки через внутренние полости гидромотора и насоса с отводом этого потока РЖ в теплообменник. Типовая схема такого регулируемого реверсивного ОГП приведена на рис. 2. Управление подачей основного регулируемого аксиально- плунжерного насоса Н1 осуществляется с помощью однокас- кадного золотникового гидравлического усилителя мощности с обратной кинематической связью (дросселирующий золотник 9 Р1 и гидроцилиндры 6, обеспечивающие заданный угол наклона диска насоса). Нерегулируемый насос подпитки Н2 приводится от вала основного насоса Н1 и обеспечивает пита- ние гидравлического усилителя мощности, а также подпитку линии всасывания основного насоса Н1 через обратные кла- паны КО1 или КО2. Рис. 2. ОГП большой мощности с замкнутой схемой циркуляции РЖ При нейтральном положении золотника Р1 угол наклона диска основного насоса Н1 равен нулю и, соответственно, по- дача основного насоса Н1 равна нулю, вал гидромотора М остановлен. Вся подача насоса подпитки Н2 в этом случае че- рез предохранительный клапан К1 отводится в корпус насоса Н1 и далее через теплообменник АТ в гидробак Б. При отличном от нуля угле наклона диска основного регу- лируемого насоса Н1 вал гидромотора М начинает вращаться с частотой, пропорциональной углу наклона диска. При этом 10 одна из гидролиний (2 или 3) становится напорной, вторая – линией всасывания. При напорной гидролинии 2 насос подпитки через обрат- ный клапан КО2 и гидролинию 3 обеспечивает подпитку ос- новного насоса, а избыток подачи через золотниковый гидро- распределитель Р2 и предохранительный клапан К4 подает в корпус гидромотора М, далее по дренажной гидролинии 4 в корпус основного насоса Н1, из него через теплообменник АТ в гидробак Б. Гидрораспределитель Р2 за счет разности давле- ний в гидролиниях 2 и 3 автоматически смещается вниз от нейтрального положения и обеспечивает пропускание избытка подачи насоса подпитки из гидролинии 3 в предохранитель- ный клапан К4 и далее в корпус гидромотора М. При реверсировании подачи основного насоса Н1 гидроли- ния 3 становится напорной. Насос подпитки Н2 через обратный клапан КО1 и гидролинию 2 обеспечивает подпитку основного насоса. Под действием более высокого давления в гидролинии 3 гидрораспределитель Р2 смещается вверх от нейтрального положения и тем самым обеспечивает пропускание избытка подачи насоса подпитки из гидролинии 2 в предохранительный клапан К4, корпус гидромотора М и далее через корпус основ- ного насоса Н1 и теплообменник в гидробак. Применение такой схемы замкнутой циркуляции РЖ обес- печивает интенсивный отвод теплоты от насоса и гидромото- ра с потоком прокачиваемой через их корпуса РЖ в теплооб- менник. Потребный объем РЖ в гидробаке существенно сни- жается, но корпуса насоса и гидромотора находятся под избыточным давлением и возрастают требования к уплотне- ниям вала этих гидромашин. Разомкнутая схема циркуляции РЖ (рис. 3) характерна для нерегулируемых приводов, в которых от одного насоса при- водятся как один, так и несколько гидромоторов, а также для приводов с дроссельным регулированием частоты вращения вала гидромотора. 11 Рис. 3. ОГП с разомкнутой схемой циркуляции РЖ Схемы с разомкнутой циркуляцией РЖ конструктивно про- ще схем с замкнутой циркуляцией. Требуемая частота враще- ния вала гидромотора обеспечивается выбором такой частоты вращения вала насоса, при которой компенсируются утечки в обоих гидромашинах и гидроаппаратах и обеспечивается не- обходимый расход через гидромотор. При использовании гидрораспределителя с закрытыми в нейтральной позиции линиями нагнетания и слива гидромо- тора (как на рис. 3) необходимо устанавливать предохрани- тельные клапаны К2 и К3, которые защищают эти линии от повышения давления из-за инерционности приводимого ис- полнительного механизма при останове привода. Для защиты 12 насоса от перегрузок используется предохранительный клапан К1, настроенный на давление срабатывания несколько боль- шее, чем клапаны К2 и К3. Если по технологическим требованиям возможен свобод- ный выбег вала гидромотора вместе с приводимым исполни- тельным механизмом, следует использовать золотниковый гидрораспределитель с открытым центром ([2], прил. 3), у ко- торого в нейтральной позиции золотника все линии сообще- ны. Тогда предохранительные клапаны К2 и К3 не нужны. В схемах с разомкнутой циркуляцией РЖ могут использо- ваться регулируемые насосы. Тогда заданная частота враще- ния вала гидромотора обеспечивается за счет изменения рабо- чего объема насоса. 3.2. Выбор рабочего давления Увеличение рабочего давления позволяет получить требу- емую мощность привода при меньших расходах РЖ, и, соот- ветственно, при малых габаритах и массе насоса, гидромотора и привода в целом. Поэтому приводы с высоким рабочим дав- лением обладают малой инерционностью и обеспечивают вы- сокое быстродействие. Но при этом существенно возрастают требования к параметрам состояния РЖ, применяемым мате- риалам, уплотнениям, фильтрам и стоимость эксплуатации привода. С другой стороны, для обеспечения большой мощно- сти ОГП при малых (до 10 МПа) рабочих давлениях необхо- димо увеличивать расход через гидромотор, что приводит к увеличению габаритов, массы и инерционности привода, ем- кости гидробака. Поэтому в каждом конкретном случае рабо- чее давление проектируемого ОГП выбирается с учетом назначения привода и значений номинальных давлений ис- пользуемых в горном машиностроении насосов, гидромото- ров, гидроаппаратов и вспомогательных устройств. Рабочие давления от 1,6 до 6,3 МПа характерны для вспо- могательных приводов, обеспечивающих установочные дви- 13 жения исполнительных механизмов. Рабочие давления от 6,3 до 10 МПа применяются в приводах стационарных установок и навесных систем мобильных машин, а также в ОГП прицеп- ных машин, питающихся от насоса тягача. В гидроприводах рабочих органов, механизмов передвижения, подачи и других подобных силовых приводах рабочее давление – 16–25 МПа, при жестких требованиях к габаритам и массе до – 32 МПа. Рабочее давление p выбирается из стандартного ряда номи- нальных давлений, приведенного в прил. 3 [2]. 3.3. Выбор рабочей жидкости Рабочая жидкость для ОГП выбирается с учетом величины рабочего давления, режима работы привода и температурных условий эксплуатации. При рабочих давлениях до 10 МПа рекомендуемая кинема- тическая вязкость рабочей жидкости (при температуре 50 ºС) ν = 0,2·10–4–0,5·10–4 м2/с; при давлениях 10–20 МПа ν = 0,6·10– 4– 1,1·10–4 м2/с. Для гидроприводов с тяжелым режимом работы (частый реверс, изменение нагрузки на штоке во времени, дроссельное регулирование скорости) при прочих равных условиях следует выбирать РЖ с большей вязкостью, чем для гидроприводов с легким режимом работы (малые рабочие давления, постоянная нагрузка). При выборе рабочей жидкости следует учитывать темпера- турный диапазон эксплуатации привода. За нижний темпера- турный предел применения РЖ принимают температуру на 10–15 С выше ее температуры застывания. При максималь- ной положительной температуре РЖ в гидробаке (60–70 ºС) ее вязкость должна быть не ниже минимального значения, при котором еще обеспечивается смазка пар трения без снижения объемного КПД. 14 Для наиболее распространенных типов роторных насосов определены минимальные и максимальные значения кинема- тической вязкости, м2/с: minν махν аксиально-поршневые (0,06–0,08)·10–4 (18–20)·10–4 пластинчатые (0,10–0,12)·10–4 (35–45)·10–4 шестеренные (0,16–0,18)·10–4 (45–50)·10–4 Для выбранной рабочей жидкости в тексте контрольной работы необходимо указать со ссылкой на литературу ее мар- ку и следующие характеристики: температуру застывания, температуру вспышки, максимально допустимую температуру в объеме РЖ, плотность, вязкость при температуре 50 С. 3.4. Выбор гидромотора При выборе гидромотора следует рассмотреть два варианта привода исполнительного механизма: с соединением через редуктор, который увеличивает момент на валу гидромотора до величины имМ , или с непосредственным соединением ва- лов гидромотора и механизма. В первом (основном) варианте низкомоментные гидромо- торы с НОМ2НОМ2 пМ < 10 (здесь НОМ2М – номинальный момент гидромотора, Н·м; НОМ2п – номинальная частота вращения его вала, мин–1) приводят исполнительный меха- низм через редуктор с передаточным числом pi . Крутящий момент на валу гидромотора мрр им 2   i М М , а рабочая частота вала гидромотора 15 имp2 nin  , где мрη – механический КПД редуктора. При выборе передаточного числа редуктора следует исхо- дить из условия НОМ2М ≥ 2М с последующей проверкой по- лучающейся рабочей частоты вала гидромотора на выполне- ние условия НОМ2п ≥ 2п . Максимальная частота n2max, указы- ваемая в каталогах, является кратковременно допустимой и не может быть использована в качестве рабочей из-за прогрес- сивного снижения ресурса гидромотора. Во втором варианте обычно используются высокомомент- ные гидромоторы с НОМ2НОМ2 пМ > 10. Рабочая частота 2п вала гидромотора в этом случае равна частоте имп исполни- тельного механизма, крутящий момент 2М на валу гидромо- тора равен моменту сопротивления имМ . Принятый типораз- мер гидромотора также должен соответствовать условиям НОМ2М ≥ 2М и НОМ2п ≥ 2п . Кроме того, необходима про- верка условия n2 ≥ n2min, где n2min – минимально допустимая для данного гидромотора устойчивая частота вращения вала. После выбора гидромотора следует определить расчетное давление р1р , которое должен развивать насос для обеспечения крутящего момента 2М (Н∙м) на валу выбранного гидромотора: Г2м2o 2 р1 π2    V М р , Па, где 2oV – рабочий объем гидромотора, м 3; 2м – механический КПД гидромотора (определяется по приведенным в каталоге значениям общего 2 и объемного о2 КПД, 2м = 2 / 2о , т. к. 2Г = 1); 16 Г – предварительно принятое значение гидравлического КПД гидропередачи ( Гη = 0,90–0,93). С учетом неизбежных потерь давления на преодоление со- противления гидравлического тракта ОГП оптимальное зна- чение р1р = (0,94–0,90) от выбранного рабочего давления привода. При меньших значениях р1р гидромотор будет недо- гружен и КПД привода снизится. Полученное значение р1р сравнивается с принятым из стан- дартного ряда давлений рабочим давлением p. Если p1р > p, то при непосредственном соединении валов гидромотора и ис- полнительного механизма следует выбрать следующий типо- размер гидромотора с бóльшим рабочим объемом 2oV , при котором выполняется условие p1р > p. При соединении валов гидромотора и роторного механизма через редуктор необходимо либо увеличить (в разумных пре- делах) передаточное число pi , либо выбрать следующий ти- поразмер гидромотора с большим рабочим объемом 2oV . При увеличении передаточного числа редуктора необходи- мо снова проверить условие НОМ2имp2 пnin  . Если условие не выполняется, следует рассмотреть вариант использования другого типа гидромотора или двух гидромоторов меньшего типоразмера, работающих с половинной нагрузкой. Для выбранного гидромотора следует указать (со ссылкой на литературу) тип и обозначение и привести значения его номинального крутящего момента, номинальной, минималь- ной и максимальной частоты вращения вала, рабочего объема, общего, объемного и механического КПД. 3.5. Определение расхода рабочей жидкости в гидросистеме Расход 2Q через гидромотор для обеспечения требуемой частоты 2n вращения вала гидромотора, с –1: 17 2o 2o2 2    Vп Q , м3/с, где о2 – объемный КПД гидромотора. Необходимая расчетная подача насоса с учетом утечек в насосе и гидроаппаратах oa1o 2 р1   Q Q , где 1o – предварительно принятый объемный КПД насоса; oa – предварительно принятый объемный КПД гидроап- паратов. Объемные КПД насосов при предварительных расчетах: – шестеренных – 0,75–0,9; – роторно-пластинчатых – 0,65–0,8; – аксиально-поршневых – 0,94–0,97; – радиально-поршневых – 0,7–0,85. Объемный КПД гидроаппаратов для предварительных рас- четов орη = 0,95–0,97. 3.6. Выбор гидроаппаратов и вспомогательных устройств Необходимые гидроаппараты и вспомогательные устрой- ства выбираются в соответствии с принятой принципиальной гидравлической схемой ОГП. Типоразмеры направляющих и регулирующих гидроаппа- ратов (гидравлических распределителей, обратных клапанов и гидрозамков, переливных и редукционных клапанов, дроссе- лей и регуляторов потока, сумматоров и делителей потока) выбираются по условию пропуска ими расчетной подачи Q1р без превышения рабочего давления p. 18 Предохранительные и переливные клапаны выбираются из условия пропуска расчетной подачи Q1р при давлении откры- тия махр . Типоразмер фильтра выбирается по каталогу из условия, что его номинальный расход (пропускная способность) не меньше потока РЖ в месте установки фильтра, а номинальная тонкость фильтрации соответствует величине зазоров сопряженных дета- лей гидромашин и гидроаппаратов. Для ОГП с рабочим давле- нием до 6,3 МПа (пластинчатые гидромашины) – рекомендуе- мая номинальная тонкость фильтрации  = 63–80 мкм, с рабо- чим давлением до 10 МПа (шестеренные и героторные гидро- машины) –  80 мкм. При использовании радиально-поршне- вых и аксиально-поршневых гидромашин для рабочих давлений до 16 МПа  = 25–40 мкм, больше 16 МПа –  = 10–15 мкм. Для выбранных гидроаппаратов и вспомогательных устройств должны быть указаны со ссылкой на литературу: тип и обозначение, номинальный расход, диапазон рабочих давлений или максимальное давление, возможные утечки РЖ, перепад давления (потери давления). Для фильтров указать также номинальную тонкость фильтрации. 3.7. Определение потерь давления в гидравлическом тракте ОГП Уточненная потребная подача насоса с учетом утечек в гидроаппаратах Q1 = Q2 + ΣΔQут, где ΣΔQут – суммарные утечки в выбранных гидроаппаратах и вспомогательных устройствах. Расчет потерь давления выполняется по участкам гидрав- лического тракта ОГП. Под участком понимается часть гид- ролинии между разветвлениями, пропускающая одинаковый 19 расход и имеющая одинаковый диаметр. Участок может пред- ставлять собой прямой трубопровод или на нем могут быть расположены различные местные сопротивления (колена, тройники, крестовины, штуцеры и т. п.) и гидроаппараты. Внутренний диаметр гидролинии выбирается из условия обеспечения требуемого потока Q1 рабочей жидкости с при- нятым значением средней скорости υ. Рекомендуемые скорости рабочей жидкости в трубопроводах: – для всасывающих трубопроводов – 0,5–1,5 м/c; – для сливных трубопроводов – 2–3 м/с; – для нагнетательных трубопроводов – 3–5 м/с; Для длинных трубопроводов (с отношением длины к диа- метру больше 100) эти значения скоростей уменьшаются на 30–50 %. При значениях Q1 в м3/с и скорости υ в м/с внутренний диаметр трубопровода круглого сечения ,2 1 υ Q d   м; при значениях Q1 в л/мин и υ в м/с υ Q d 16,4 , мм. Полученное значение d округляется до ближайшего из стандартного ряда [2]. Затем по принятому диаметру i-го участка трубопровода уточняется действительная средняя скорость рабочей жидкости на этом участке. Гидравлические потери р в тракте ОГП слагаются из по- терь рт на гидравлическое трение по длине трубопроводов, потерь рм в местных сопротивлениях и потерь ра в гидро- аппаратах и вспомогательных устройствах. Потери давления на трение на i-м участке 20 2 λ 2 T i i i υ d l p   , Па, где  – коэффициент сопротивления по длине; li и di – длина и диаметр i-го участка трубопровода, м; iυ – средняя скорость на этом участке, м/с;  – плотность жидкости, кг/м3. Для вычисления коэффициента  необходимо определить число Рейнольдса ν Re dυ  , где  – кинематический коэффи- циент вязкости рабочей жидкости, м2/с. При ламинарном режиме движения жидкости (Re < 2300) для металлических трубопроводов  = 75/Re, для резиноме- таллических гибких рукавов  = (80–100)/Re. При турбулентном режиме (Re ≥ 2300) величина  зависит от числа Рейнольдса и относительной шероховатости /d, где  – средняя эквивалентная равномерно-зернистая шерохова- тость стенок трубопровода. По формуле Альтшуля для турбу- лентного режима 0,25 Re 68Δ λ        d 0,11 . Для новых стальных бесшовных труб и гибких рукавов  = 0,3 мм; для труб, бывших в эксплуатации,  = 0,2 мм. Трубы из цветных металлов и трубопроводы, для которых Re /d < 10, считаются гидравлически гладкими. Для них 25,0Re 3164,0 λ  . При Re > 105 для стальных труб и гибких рукавов значение  = 0,02. 21 Потери давления от местных сопротивлений рм 2 ξ 2υ  , Па, где  – коэффициент местного сопротивления (коэффициент потерь). Значения  для наиболее часто встречающихся видов мест- ных сопротивлений приведены в [2]. Более полные сведения о значениях  приведены в [3]. Потери давления ра в гидроаппаратах (клапаны, делители и сумматоры потока, дроссели, распределители и т. п.) и вспомогательных устройствах (фильтры, теплообменники, ка- лориферы) указываются в их технических характеристиках. При отсутствии таких данных величина ра рассчитывается как потери от местного сопротивления с заданным значением . Для последовательно соединенных участков гидравличе- ского тракта ОГП гидравлические потери определяют сумми- рованием потерь давления на всех участках. При параллель- ном соединении участков потери рассчитываются отдельно для каждой параллельной ветви. За расчетное значение потерь на параллельном соединении принимается наибольшее из них. Суммарные потери давления в гидравлическом тракте ОГП .амТ   pppp 3.8. Выбор насоса, определение частоты вращения его вала Действительное рабочее давление, развиваемое насосом: .21 ppp  22 Уточненное значение гидравлического КПД 1 г 1η p p  . По известным значениям потребной подачи 1Q насоса и действительного рабочего давления p1 из каталога выбирается насос с наиболее близким к рабочему давлению 1р номиналь- ным давлением p1ном ≥ p1 и номинальной подачей НОМ1Q ≥ 1Q . Рабочая частота вращения вала насоса 1n в с –1 (при 1Q в м 3/с и рабочем объеме 1oV в м 3), при которой будет обеспечена за- данная частота вращения 2n вала гидромотора: o1o1 1 1 η  V Q п , или 2oo11o 2o 21 ηη 1  V V nn . Рабочая частота не должна превышать номинальную часто- ту НОМ1n . Если условие НОМ11 пп  не выполняется, следует выбрать из каталога следующий типоразмер насоса с бóльшим рабочим объемом 1оV , при котором это условие соблюдается. При этом следует проверить, чтобы частота 1n была больше минимально допустимой частоты по условиям всасывания для данного типа насоса. Если минимальная частота в каталоге не указана, сле- дует руководствоваться следующими данными по n1min: 23 – для аксиально-поршневых и радиально-поршневых насо- сов – 60 мин–1; – для шестеренных – 100 мин–1; – для роторно-пластинчатых – 300 мин–1. Если это требование n1 > n1min не выполняется, следует вы- брать другой тип насоса или использовать два одинаковых насоса с подачей каждого Q1/2, работающих параллельно. 3.9. Мощность приводного двигателя, КПД гидропривода Мощность, потребляемая насосом: 1000 1д1 1 Qp N  , кВт. Полезная мощность, развиваемая гидромотором: , 1000 π2 1000 ω 2222 2 МnM N     кВт, где 22 π2ω п – угловая скорость вала гидромотора, рад/с; n2 – частота вращения вала гидромотора в с–1. Коэффициент полезного действия объемной гидропередачи 1 2 гпη N N  . При определении мощности приводного двигателя для насоса необходимо учесть его рабочий режим, исходя из ха- рактера нагрузки гидропривода. Можно выделить три режима работы гидроприводов: 24 – продолжительный – работа с постоянной нагрузкой в те- чение длительного времени, соизмеримого с постоянной вре- мени нагрева двигателя или с постоянной времени нагрузки, повторяется часто; – кратковременный – работа с кратковременным действи- ем пиковой нагрузки, при которой развиваемое насосом дав- ление больше номинального; время работы вхолостую или со значительно меньшей нагрузкой или время стоянки несоизме- римо больше времени работы и постоянной времени нагрузки; – повторно-кратковременный – работа с повторно-кратко- временной нагрузкой, чередование соизмеримых по времени периодов нагрузки и работы вхолостую. Двигатель привода с продолжительным режимом работы следует выбирать по номинальному режиму, определяемому максимально необходимой подачей насоса при максимальном давлении нагнетания насоса. Мощность двигателя (кВт) в этом случае определяют по формуле 1 11 двдв η π2 pQk nMN  , где двМ – момент на валу двигателя, Н·м; двп – частота вращения двигателя, с –1; k = 1,0–1,1 – коэффициент запаса; 1Q – подача насоса, м 3/c; 1p – давление нагнетания насоса, Па; 1 – КПД насоса. При кратковременном действии нагрузки двигатель можно выбирать по перегрузочному режиму (момент больше номи- нального). В этом случае момент для перегрузочного режима определяют по формуле 25 k pV M max1 max11o maxдв 2 1   , где 1oV – рабочий объем насоса в перегрузочном режиме, м 3; max1p – давление нагнетания перегрузочного режима, Па; max1 – полный КПД насоса при max1p и 1oV ; k = 1,0–1,05 – коэффициент запаса. Номинальный момент на валу насоса ном ном11o ном 2 1     pV М , где ном – полный КПД насоса при 1oV и номинальном давле- нии номр . Двигатель выбирают по перегрузочному моменту maxдвМ с проверкой по номинальному моменту насоса номM . Если номинальный момент насоса превышает номинальный момент двигателя, двигатель следует выбрать по номинальному мо- менту на валу насоса. Для повторно-кратковременных режимов работы гидро- приводов мощность двигателя определяют по средней мощно- сти насоса:   i i i i t tN kNN ц cp η , где k – коэффициент допустимой перегрузки для двигателя; i – КПД насоса для i-го участка нагрузочной диаграммы; 26 iN – полезная мощность насоса на i-м участке нагрузоч- ной диаграммы; it – время, в течение которого действует iN ; цt – время цикла. По мощности cpN выбирают двигатель соответствующей мощности. Номинальный момент дв.номМ выбранного двига- теля сравнивают с эквивалентным моментом, определяемым по формуле ц 2 экв t tM М ii    , где iМ – момент на валу двигателя на i -м участке нагрузоч- ной диаграммы. Если неравенство дв.номэкв ММ  не выполняется, то дви- гатель непригоден, так как при работе в этом режиме будет перегружен. В этом случае следует выбрать двигатель боль- шей мощности по моменту эквМ , для которого соблюдается условие эквдв.ном ММ  . Если насос приводится через промежуточную передачу, то мощность приводного двигателя пр дв η N N  , кВт, где прη – КПД передач от приводного двигателя к насосу. Общий коэффициент полезного действия гидропривода 27 дв 2η N N  . 3.10. Тепловой расчет ОГП При выполнении теплового расчета ОГП можно использо- вать два подхода. Первый заключается в выборе объема гидробака по минут- ному расходу гидродвигателя с последующим определением установившейся температуры рабочей жидкости и сравнением ее с допустимой температурой. По второму заранее принимается установившаяся темпера- тура рабочей жидкости и затем определяется необходимый объем гидробака. Количество выделяемой в ОГП теплоты G с учетом режима работы привода определяется величиной потерянной мощности:  гпн121 η1 kNNNG , Вт, где N1 – мощность, подводимая к насосу, Вт; N2 – полезная мощность, снимаемая с гидродвигателя, Вт; гпη – КПД объемной гидропередачи; нk – коэффициент, учитывающий продолжительность ра- боты привода под нагрузкой. Режим работы гидропривода горной машины оценивается по продолжительности работы гидропривода под нагрузкой (учитывается коэффициентом нk ), степени использования но- минального давления (коэффициент Дk ) и числу включений гидропривода в час или в течение рабочего цикла. Эти вели- чины можно определить по циклограмме нагружения гидро- привода. Например, коэффициент нk определяется как отно- шение суммы отрезков времени iТ работы отдельных гидро- 28 двигателей, с учетом времени cT совмещения операций, ко времени Т всего рабочего цикла:      c c н ττi i T TT k , где TTii τ – относительное время операций; TTccτ  – относительное время совмещения операций. Аналогично коэффициент Дk равен:      cн cн Д ττi i T TT k , где  нiТ – суммарное время работы гидропривода с номи- нальным давлением (с номинальным моментом на валу гидро- мотора или номинальным усилием на штоке гидроцилиндра); ТТii нн  – относительное время работы привода с но- минальной нагрузкой отдельных гидродвигателей. При отсутствии циклограммы нагружения гидропривода значение коэффициента нk можно принять в зависимости от режима работы гидропривода по средним опытным значени- ям, представленным в таблице. Режимы работы Число включений в час Коэффициент про- должительности но- минального давления Дk Коэффициент про- должительности ра- боты под нагрузкой нk Легкий до 100 менее 0,4 0,1–0,30 Средний 100–200 0,4–0,70 0,3–0,50 Тяжелый 200–400 0,7–0,90 0,5–0,80 Весьма тяжелый 400–800 более 0,9 0,8–0,9 29 При тепловом расчете по первому варианту принимают по- лезный объем РЖ в гидробаке Vм равным: 1,2–2-минутной по- даче насоса для мобильных машин и 2–3-минутной подаче насоса для стационарных установок. Тогда установившаяся температура РЖ в гидробаке 3 2 мпp вy Vak G tt  , где вt – температура окружающего воздуха; a – эмпирический коэффициент; прk – коэффициент теплопередачи от РЖ к воздуху. При отсутствии обдува пpk не превышает 15 Вт/(м 2·С). Для обдуваемых ОГП можно использовать опытные значения пpk (Вт/м 2·С), полученные в результате исследования тепло- вого режима гидроприводов строительных и дорожных ма- шин: – для навесных экскаваторов 40–42; – для ковшовых погрузчиков 38–40,5; – для скреперов 36–39 и для бульдозеров 35–37. Рассчитанная по последней формуле установившаяся тем- пература tу не должна превышать максимально допустимую температуру для выбранной РЖ. Если это условие не выпол- няется и потребный объем РЖ оказывается больше, следует определить количество теплоты бG , которое отводиться по- верхностями гидробака: 3 2 мбпрб VtakG  . Для отвода избыточной теплоты бp GGG  необходимо предусмотреть теплообменник – воздушно-масляный радиатор. 30 Площадь поверхности охлаждения потоком воздуха масля- ного радиатора pS следует рассчитать на отвод избыточной теплоты pG по формуле pp p p tk G S   , где pk – коэффициент теплопередачи от РЖ к воздуху в ради- аторе. Расчетный перепад температур в масляном радиаторе при- нимается равным pt = 30–45 ºС. Коэффициент pk на основе анализа существующих кон- струкций масляных радиаторов принимается в пределах 35– 120 Вт/ (м2·ºС). При тепловом расчете по второму варианту задаются раз- ностью температур вyб ][ ttt  , где [tу] – максимально до- пустимая температура для выбранной РЖ. Достаточный для охлаждения РЖ объем V гидробака 3 бпр           tak G V , дм3, где а = 0,060–0,069 (в среднем 0,065) – эмпирический коэф- фициент. Полный геометрический объем гидробака рассчитывается из условия его наполнения на 0,8 высоты и принимается по ближайшему большему значению, дм3, из стандартного ряда, приведенного в прил. 1 [2]. 31 ЛИТЕРАТУРА 1. Петренко, С.М. Гидромеханический привод горных машин: методическое пособие для студентов специальности 1-36 10 01 «Горные машины и оборудование» заочной формы обучения / С.М. Петренко. – Минск: БНТУ, 2009. – 34 с. 2. Петренко, С.М. Основы проектирования объемных гид- роприводов горных машин: учебно-методическое пособие к практическим занятиям по дисциплине «Гидромеханический привод горных машин» для студентов специальности 1-36 10 01 «Горные машины и оборудование» заочной формы обучения / С.М. Петренко. – Минск: БНТУ, 2003. – 97 с. 3. Ковалевский, В.Ф. Справочник по гидроприводам горных машин / Ковалевский В.Ф., Железняков Н.Т., Бейлин Ю.И. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Недра, 1973. – 504 с. 4. Свешников, В.К. Станочные гидроприводы: справочник / В.К. Свешников, А.А. Усов. – М.: Машиностроение, 1982. – 464 с. 32 ПРИЛОЖЕНИЕ Пример проектного расчета ОГП вращательного движения 1. Задание и исходные данные Разработать принципиальную гидравлическую схему и определить рабочие параметры объемного гидропривода ро- торного исполнительного механизма – лопастного горизон- тального смесителя. Привод должен обеспечивать заданную частоту вращения ротора и защиту гидросистемы от перегру- зок. Режим работы привода – продолжительный с постоянной нагрузкой при обоих направлениях вращения. Число реверси- рований направления вращения в час – 15. Выбег вала гидро- мотора при останове привода допускается. Все гидролинии выполнены металлическими трубопрово- дами. В напорной гидролинии имеется 4 поворота типа «свер- ленный угольник» и 2 плавных поворота на 90, в сливной гид- ролинии соответственно 4 крутых и 2 плавных поворота на 90. Гидропривод располагается на поверхности, в помещении. Диапазон температур эксплуатации привода от 0 до +60 С. Исходные данные: – момент на валу ротора 540им М мН  ; – частота его вращения 29им n 1мин ; – длина линии всасывания 5,01в  ll м; – длина линии нагнетания 8,45,33,132н  lll м; – длина линии слива 87,06,37,3654с  llll м. 2. Разработка принципиальной гидравлической схемы ОГП Принимаем разомкнутую схему циркуляции рабочей жид- кости. 33 Принципиальная гидравлическая схема ОГП представлена на рисунке. Рисунок. Принципиальная гидравлическая схема ОГП Лопастной горизонтальный смеситель не предназначен для работы в подземных выработках, поэтому используем трехпо- зиционный золотник Р с электромагнитным управлением, ко- торый позволяет обеспечить частое реверсирование направле- ния вращения гидромотора М с использованием автоматиче- ского управления. В нейтральной позиции золотника напорная и сливная гидролинии соединены между собой, что обеспечи- вает свободный выбег вала гидромотора под действием инер- ции ротора смесителя. Предохранительный клапан К1 обеспечивает защиту насоса Н от перегрузок в случае резкого возрастания момента на валу смесителя. 34 Фильтр Ф обеспечивает очистку рабочей жидкости перед сливом ее в гидробак Б. 3. Выбор рабочего давления Принимаем максимальное рабочее давление гидропривода равным 1р 6,3 МПа. С учетом возможного возрастания дав- ления в момент реверсирования привода и потерь давления на преодоление сопротивления гидравлического тракта предва- рительно принимаем рабочее давление гидропривода равным 1р 5 МПа. 4. Выбор рабочей жидкости При рабочих давлениях до 10 МПа рекомендуемая кинема- тическая вязкость рабочей жидкости (при температуре 50 ºС) /cм105,0102,0 244   . Принимаем рабочую жидкость марки МГ-30 со следующи- ми характеристиками [3, табл. 33]: диапазон рабочих темпе- ратур от –20 до +80 °С, вязкость при температуре 50 °С /см103,0 24 , плотность ρ = 885 кг/м3. 5. Выбор гидромотора Поскольку частота вращения ротора исполнительного ме- ханизма небольшая ( имn = 29 мин –1) при довольно значитель- ном крутящем моменте, рассмотрим два варианта привода: безредукторную схему привода с непосредственным соеди- нением валов гидромотора и исполнительного механизма че- рез муфту и привод исполнительного механизма через пони- жающий редуктор. По первому варианту выбираем из справочника [3, табл. 75] высокомоментный радиально-поршневой гидромотор МР-0,63/10 в исполнении на лапах с параметрами: номинальное рабочее 35 давление 2нноp = 10 МПа, номинальный крутящий момент ном2М = 570 мН  , рабочий объем 2оV = 400 см 3/об, номи- нальная частота вращения ном2n = 192 мин –1 (3,2 с–1), мини- мальная частота вращения 2ммиn 8 мин –1 (0,133 с–1), общий КПД 2η = 0,85, объемный КПД о2η = 0,94. Рабочая частота вала гидромотора им2 nn  = 29 мин –1 (0,483 с–1). Момент на валу гидромотора мН540им2 MM . Расчетное давление р1р , которое должен развивать насос для обеспечения крутящего момента 2М ( мН  ) на валу вы- бранного гидромотора:         95,0904,010400 54014,322 6 Г2м2о 2 р1 V М р МПа87,9Па1087,9 6  , где 2оV = 400 см 3/об – рабочий объем гидромотора; 904,094,0/85,0/ 2о22м  – механический КПД гидромотора; Гη – гидравлический КПД гидропередачи, для предвари- тельных расчетов принимаем 2м = 0,95. Потребный расход 2Q через гидромотор л/мин4,740/см1034,12 94,0 1040029 33 6 2о 2о2 2        Vп Q , где 2п = 29 1с – требуемая частота вращения вала гидромотора; 2о = 0,94 – объемный КПД гидромотора. 36 По второму варианту воспользуемся классической схемой соединения вала гидромотора и вала исполнительного меха- низма через понижающий редуктор с передаточным числом рi . Выбираем из справочника [1, табл. 90] пластинчатый гидро- мотор Г16-15 со следующими характеристиками: рабочий объ- ем 2оV = 140 см 3/об, номинальный крутящий момент ном2М = = 98 мН  при номинальном рабочем давлении ном2p = 5 МПа, номинальная частота вращения max2n = 300 мин –1 (5 с–1), мак- симальная частота вращения max2n = 1500 мин –1 (25 с–1), ми- нимальная частота вращения min2n = 5 мин –1 (0,083 с–1), общий КПД 64,02  , объемный КПД 88,02о  . Так как момент на валу ротора смесителя достаточно большой, выбираем стандартный двухступенчатый цилиндри- ческий редуктор РМ-250 с передаточным числом рi = 10,35. Тогда рабочая частота вала гидромотора .c0025,5мин15,3002935,10 11имр2   nin Момент на валу гидромотора мН92,54 95,035,10 540 рр им ном2      i M M . Расчетное давление р1р , которое должен развивать насос для обеспечения требуемого крутящего момента на валу вы- бранного гидромотора:         95,073,010140 92,5414,322 6 Г2м2о 2 р1 V М р МПа, 55,3Па10552,3 6  37 где 73,088,0/64,0/ 2о22м  – механический КПД гидромотора; Гη = 0,95 – предворительно принятый гидравлический КПД гидропередачи [2]. Потребный расход 2Q через гидромотор        88,0 101400025,5 6 2о 2о2 2 Vп Q л/мин.75,47/см10796,0 33   По первому варианту даже при более высоком давлении р1р = 9,87 МПа необходим значительно больший расход РЖ и, соответственно, большие размеры бака, трубопроводов и гид- роаппаратов. Момент инерции вращающихся частей, влияю- щий на динамические характеристики реверсирования приво- да, у радиально-поршневого гидромотора МР-0,63/10 равен 0,3 Н·м·с2, а у пластинчатого гидромотора Г16-15 составляет 7,08·10-4 Н·м·с2. Поэтому принимаем второй вариант привода с использованием понижающего редуктора. 6. Определение потока РЖ в гидросистеме Так как по техническим характеристикам гидроаппаратов возможны утечки РЖ в них, необходимая подача насоса л/мин5,50/см1084,0 98,097,0 108,0 33 3 о1о 2 1         а Q Q , где 1о = 0,97 – предворительно принятый объемный КПД насоса [2]; 38 ао = 0,98 – предворительно принятый объемный КПД гидроаппаратов [2]. 7. Выбор гидроаппаратов и вспомогательных устройств Необходимые гидроаппараты и вспомогательные устрой- ства выбираем из каталога в соответствии с принципиальной гидравлической схемой по условию пропуска ими потребной подачи 1Q без превышения расчетного давления р1р . Выбираем из [1, табл. 103] трехпозиционный реверсивный золотниковый распределитель 14Г74-22 с ручным управлени- ем, у которого в нейтральном положении золотника напорная линия насоса соединена с линией слива. Номинальный расход жидкости Q 70 л/мин, номинальное давление р 20 МПа, утечки жидкости утQ = 3,33 см 3/с = 200 см3/мин, потери дав- ления рр = 0,3 МПа. Из условия пропуска подачи насоса 1Q при давлении откры- тия maxр выбираем клапан предохранительный непрямого дей- ствия Г52-14 [1, табл. 125] с параметрами: номинальное давле- ние р 0,3–5 МПа, номинальный расход Q 70 л/мин, утечки жидкости через клапан ут.клQ = 0,2 л/мин = 0,003·10 –3 м3/с. Типоразмер фильтра выбираем из условия, что его номи- нальный расход (пропускная способность) – не меньше потока РЖ в месте установки фильтра, а номинальная тонкость филь- трации соответствует величине зазоров сопряженных деталей гидромашин и гидроаппаратов. Для пластинчатых гидромашин рекомендуемая [2] номи- нальная тонкость фильтрации δ= 63–80 мкм. Принимаем сет- чатый фильтр ФС-7 [3, табл. 20] с номинальной тонкостью фильтрации δ 80 мкм, номинальным давлением р 6,3 МПа, 39 пропускной способностью Q 100 л/мин. Перепад давления при номинальной пропускной способности фр = 0,25 МПа. 8. Определения потерь давлении в гидравлическом тракте ОГП Уточненная потребная подача насоса с учетом утечек в гидроаппаратах  0033,0003,07,47ут.рут.кл21 QQQQ л/мин.78,47/см80,0 3  Внутренний диаметр трубы или гибкого рукава выбирается из условия обеспечения требуемого потока (расхода) Q рабо- чей жидкости с принятым значением средней скорости υ. При значениях Q в /см3 и скорости υ в м/с внутренний диаметр трубопровода круглого сечения в метрах υ Q d   π 2 1 . Для всасывающего трубопровода при υ = 1,2 м/с м.029,0 2,114,3 10802,0 2 3      d Диаметр трубопровода округляем до ближайшего значения из стандартного ряда условных проходов [2, с. 72]. Принима- ем всd = 32 мм. Для нагнетательного трубопровода при υ = 3,5 м/с 40 м 017,0 5,314,3 10802,0 2 3 нг      d . Диаметр трубопровода округляем до ближайшего значения из стандартного ряда нгd = 20 мм. Для сливного трубопровода при υ = 2 м/с м.023,0 214,3 10802,0 2 3 сл      d Диаметр трубопровода из стандартного ряда слd = 25 мм. По принятому диаметру уточняем действительные значе- ния скоростей в трубопроводах по формуле 2 1 π 4 d Q υ  . Для всасывающего трубопровода: м/с0,1 032,014,3 10802,04 2 3      υ . Для нагнетательного трубопровода: м/с55,2 02,014,3 10802,04 2 3      υ . Для сливного трубопровода: 41 м/с6,1 025,014,3 10802,04 2 3      υ . Определяем значения числа Рейнольдса для трубопроводов по формуле    dυ Re , где ν – кинематический коэффициент вязкости рабочей жид- кости (РЖ), /см2 . 1067 103,0 032,01 Re 4вс      ; 1700 103,0 02,055,2 Re 4нг      ; 1333 103,0 025,06,1 Re 4сл      . Так как для всех трубопроводов Re < 2300, то режим дви- жения жидкости ламинарный. Коэффициент гидравлического сопротивления трубопрово- дов  для ламинарного режима течения РЖ вычисляется по формуле Re 75 λ  . Для линии всасывания 42 07,0 1067 75 λ1  . Для линии слива 056,0 1333 75 λ2  . Для линии нагнетания 035,0 2133 75 3  . Определим потери на гидравлическое трение на участках трубопровода: d υl p ii 2 ρ λ 2 T   , Па, где  – коэффициент сопротивления по длине; il и id – длина и диаметр i-го участка трубопровода, м; iυ – средняя скорость на этом участке, м/с; ρ – плотность жидкости, 3кг/м . Под участком понимается часть гидролинии между раз- ветвлениями, пропускающая одинаковый расход и имеющая одинаковый диаметр. Для линии всасывания Па9,535 032,02 0,19805,0 07,0 2 1T    p . Для линии слива 43 Па8,22478 025,02 6,19808 056,0 2 2T    p . Для линии нагнетания Па82320 016,02 0,49808,4 035,0 2 3T    p . Потери давления на местных сопротивлениях: , 2 ξρ 2 м υ p  где ξ – коэффициент местного сопротивления. Коэффициенты местных сопротивлений в соответствии с заданием: для крутого поворота кпξ = 0,15; для плавного по- ворота ппξ = 0,12; для сверленного угольника усξ = 2,4. Кроме того, имеются местные сопротивления: вход во всасывающий трубопровод вхξ = 0,5, тройник на проход в месте присоеди- нения предохранительного клапана к напорному трубопрово- ду трξ = 0,6 и выход из сливного трубопровода выхξ = 1 [2]. Тогда для линии всасывания (на линии имеется вход во всасывающий трубопровод) 245 2 0,1 9805,0 2 1м p Па. Для линии слива (на линии 4 крутых и 2 плавных поворота на 90º, выход из сливного трубопровода) 8,1254 2 6,1 980)112,0215,04( 2 2м p Па. 44 Для линии нагнетания (на линии 4 поворота типа «сверлен- ный угольник», 2 плавных поворота на 90º, тройник на проход в месте присоединения предохранительного клапана к напор- ному трубопроводу) 6,81849 2 0,4 980)6,012,024,24( 2 3м p Па. Суммарные потери давления на гидравлическое трение трp = 535,9 + 33646,5 + 22478,8 = 56661,2 Па. Суммарные потери давления на местных сопротивлениях мp = 245 +33264,2 + 1254,8 = 34764 Па. Суммарные потери давления в гидравлическом тракте ОГП   347642,56661фрмтр рpppp ,Па2,641425250000300000  где рр = 300000 Па – потери давления в реверсивном золот- никовом распределителе 14Г74-22; фр = 250000 Па – потери давления в сетчатом фильтре ФС-7. Давление, которое должен развивать насос: ррр  гдд1 = 3,375+ 0,639 = 4,309 МПа, где гдр – давление на входе в гидромотор: МПа375,3Па10375,3 73,010140 92,5414,32π2 6 6 2м2о 2 д2        V М р . Уточняем гидравлический КПД гидропередачи: 45 85,0 309,4 639,0 11η д1 г    р р . 9. Выбор насоса и определение частоты вращения его вала По известным значениям потребной подачи насоса 3 1 1080,0 Q /cм3 = 47,78 л/мин и действительного рабочего давления д1р = 309 МПа из каталога выбираем насос с наибо- лее близким к рабочему давлению номинальным давлением 1д1нно рр  и номинальной подачей 1ном1 QQ  . Выбираем [1, табл. 63] насос пластинчатый типа Г12-24, у ко- торого: ,МПа3,61нно р л/мин701нно Q , рабочий объем б/осм70 31о V , общий КПД ,75,0η  объемный кпд 86,0η 1о  , номинальная частота вращения вала насоса 950 об/мин. Рабочая частота вращения вала насоса для обеспечения по- требной подачи 1Q : 11 6 3 1o1o 1 1 мин714с9,11 86,01070 1080,0 η          V Q п . Условие ном1 пп  соблюдается (799,3 < 950). Минимальная по условиям всасывания частота для роторно-пластинчатых насосов составляет [2] мин1n = 300 мин –1 – условие ин1м1 пп  выполняется. Рабочая частота вала насоса не совпадает с частотой вра- щения вала стандартных электродвигателей. Поэтому между электродвигателем и насосом необходимо установить пони- жающий редуктор. 10. Мощность приводного двигателя, КПД гидропривода 46 Мощность, потребляемая насосом: 45,3 1000 1080,010309,4 1000 36 1д1 1      Qp N кВт. Угловая скорость вала гидромотора рад/с.416,310025,514,32π2ω д22  n Полезная мощность, развиваемая гидромотором: 725,1 1000 416,3192,54 1000 ω22 2      M N кВт. Коэффициент полезного действия объемной передачи 50,0 45,3 725,1 η 1 2 гп  N N . Мощность приводного двигателя 56,3 97,0 45,3 ηпр 1 дв  N N кВт, где прη = 0,97 – КПД передач от приводного двигателя к насосу. Общий коэффициент полезного действия гидропривода 48,0 56,3 725,1 η дв 2  N N . 11. Тепловой расчет ОГП 47 Определяем количество выделяемой в ОГП теплоты G с учетом режима работы привода: )η1( гпн1  kNG , Вт, где нk = 0,3 – коэффициент, учитывающий продолжитель- ность работы привода под нагрузкой [2, с. 39]: 5,247)50,01(3,01065,1 3 G Вт. Принимаем установившуюся температуру РЖ равной ре- комендуемой эксплуатационной температуре: уt 60 ºС. Пе- репад температур на стенке бака ву ttt  , С  , где С20в t – температура окружающего воздуха: С303060 t . Достаточный для охлаждения РЖ полезный объем гидробака 3 пр           tka G V , 3дм , где 065,0а – эмпирический коэффициент [2, с. 41]; 15пр k – коэффициент теплопередачи через стенку бака от РЖ к окружающему воздуху, )С(мВт 2  [2 ]: 48 6,24 3015065,0 4,257 3        V 3дм . Полезный объем РЖ в гидробаке не превышает установлен- ный для стационарных установок объем, равный двум минутным подачам насоса:   6010802,02602 31Q 48,12 миндм 3 . Полный геометрический объем прямоугольного гидробака из условия его наполнения на 0,8 высоты составляет 75,308,06,24б V 3дм . Принимаем ближайшее стандарт- ное значение объема гидробака 40б V 3дм [2, с. 72]. 49 Учебное издание ПЕТРЕНКО Станислав Михайлович ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ОБЪЕМНОГО ГИДРОПРИВОДА ВРАЩАТЕЛЬНОГО ДВИЖЕНИЯ Методическое пособие для студентов специальности 1-36 10 01 «Горные машины и оборудование» заочной формы обучения Редактор Т.А. Подолякова Компьютерная верстка Д.К. Измайлович Подписано в печать 02.08.2011. Формат 60841/16. Бумага офсетная. Отпечатано на ризографе. Гарнитура Таймс. Усл. печ. л. 2,79. Уч.-изд. л. 2,18. Тираж 100. Заказ 356. Издатель и полиграфическое исполнение: Белорусский национальный технический университет. ЛИ № 02330/0494349 от 16.03.2009. Проспект Независимости, 65. 220013, Минск.