1.4. Використання гідроакумулятора

Гідравлічні акумулятори використовуються в ГП для вирішення різноманітних|всіляких| завдань|задач|. Найчастіше це накопичення енергії при повільних рухах робочих органів з|із| тим, щоб|аби| короткочасно отримувати|одержувати| достатньо|досить| великі потоки робочої рідини під тиском|тисненням| при прискорених переміщеннях. Це дає можливість|спроможність| істотно|суттєвий| зменшити номінальну подачу насоса і, отже, підвищити ККД ГП. У затискних механізмах застосування|вживання| акумуляторів дозволяє компенсувати витоки в гідросистемі і підтримувати необхідний тиск|тиснення| затиску при включеному (або розвантаженому) насосі, часто акумулятори використовуються для зменшення пульсації тиску|тиснення| або виключення|винятку| піків тиску|тиснення| в перехідних режимах.

З|із| трьох типів акумуляторів (вантажні, пружинні і пневмогідравлічні|) найбільше застосування|вживання| мають пневмогідравлічні|.

1.5. Вибір робочої рідини

Робоча рідина для ГП підбирається виходячи з конкретних умов його експлуатації. Наприклад, одноковшові екскаватори, бульдозери, автогрейдери, стріловидні самохідні крани, навантажувачі, експлуатуються протягом всього року, а |снігоочисники|снігоочищувачі|, снігонавантажувачі, розпушувачі мерзлого ґрунту призначені для експлуатації в осінньо-зимовий і переважно зимовий період. Машини будівельної індустрії, машини для розробки порід способом гідромеханізації| і ін. експлуатуються при температурі повітря не нижче 0°C. Температура зовнішнього середовища|середи| робить найбільший вплив на надійність і працездатність ГП.

Для забезпечення працездатності ГП в районах з|із| холодним кліматом рідина повинна мати температуру застигання на 10…15°C нижче за можливу робочу температуру, в'язкість при +50°C – не менше 10 мм²/с, при - 40°C | – не більше 1500 мм²/с, а також широку температурну межу застосування|вживання| по умові прокачуваності| насосами різних типів. Кращою прийнято рахувати таку робочу рідину, в'язкість якої мало змінюється при зміні температури.

У даному комплексі завдань|задавань| у всіх варіантах пропонуються позитивні і невисокі температури навколишнього середовища Т_НС і мастила|мастила,олії| Т_М, що відповідає виконанню машин – У3.

Практична робота №2

2. Визначення основних параметрів гідроприводів поступального руху

Розрахунки гідроприводів поступального руху пояснимо стосовно схеми гідроприводу, представленої|уявляти| на рисунку 2.1.

Рисунок 2.1 – Схема гідроприводу поступального руху

Заданими величинами є|з'являються,являються|:

- зусилля R, прикладене до штока поршня;

- хід S поршня;

- довжини труб l₁| і l₂|, за допомогою яких з'єднуються всі елементи приводу;

- час робочого|робітника| t_Р| і зворотного (холостого|холостого|) t_Х| ходу поршня;

- рекомендований для використання в системі насос (регульований або нерегульований);

- сорт|гатунок| мастила|мастила,олії|, використовуваний в ГП;

- допустима температура мастила|мастила,олії| Т_М і температура навколишнього середовища Т_НС.

Вирішення задачі необхідно почати з визначення тиску|тиснення| в порожнинах силового циліндра і вибору його діаметру. Позначимо корисні площі|майдани| силового циліндра через F₁| і F₂|, а тиск|тиснення| в цих порожнинах через P₁| і P₂|:

; (2.1)

де D і d – діаметри силового циліндра і штока поршня.

Складемо рівняння рівноваги поршня силового циліндра, нехтуючи силами інерції:

P₁|F₁| = P₂|F₂| + R + T (2.2)

де T – сила тертя, прикладена до поршня.

Стосовно гідроприводу, представленого|уявляти| на рисунку 2.1, тиск|тиснення| P₁| в поршневій порожнині визначиться:

P₁| = P_H| - ΔР_зол1 - ΔР₁ (2.3)

а тиск|тиснення| P₂| в штоковій порожнині:

P₂| = ΔР_зол2 + ΔР₂ + ΔР_ДР + ΔР_Ф (2.4)

де P_H| – тиск, що|тиснення| розвивається насосом, МПа;

ΔР_{зол 1} і ΔР_{зол 2} – перепади тиску|тиснення| на гідророзподільнику|, МПа;

ΔP₁| і ΔP₂| – перепади тиску|тиснення| в трубах l₁| і l₂|, МПа;

ΔР_др – перепад тиску|тиснення| на дроселі, МПа;

ΔР_ф – перепад тиску|тиснення| на фільтрі, МПа.

Визначимо площі|майдани| гідроциліндра F₁| і F₂|, використовуючи співвідношення:

; (2.5)

де V_ПР| і V_ПХ| – швидкість| поршня при робочому і холостому|холостому| ході.

Перетворимо (2.5) до вигляду|виду|:

(2.6)

Витрату рідини, що поступає|надходить| в силовий циліндр можна визначити за формулою:

Q = V_П · F (2.7)

Якщо витрата рідини, що поступає|надходить| в силовий циліндр при робочому і холостому|холостому| ході однакова, то

Q = V_Пp·F₁| і Q = V_Пx·F₂|

тому:

З|із| цього випливає, що:

або

звідки

Отже, вираз|вираження| площі|майдану| поршня в штоковій порожнині прийме вигляд|вид|:

(2.8)

Підставляючи вирази площ|майданів| F₁| і F₂| в (2.1), зможемо визначити діаметр поршня:

(2.9)

або

Отже, для визначення діаметру поршня циліндра D потрібно знайти силу тертя T і перепади тиску|тиснення|. Сила тертя T збільшується із|із| зростанням|зростом| тиску|тиснення| рідини в циліндрі і лежить в діапазоні:

T = (0,02...0,1)R (2.10)

Для визначення перепадів тиску|тиснення| скористаємося довідковими даними, приведеними в таблиці 2.1.

Таблиця 2.1

Довідкові дані для визначення перепадів тиску|тиснення| у гідроапаратурі при номінальній витраті*|

(Тут і далі параметри, позначені *, відносяться до номінальних)

Гідроапаратура	Перепад тиску|тиснення|, МПа	Гідроапаратура	Перепад тиску|тиснення|, МПа
Золотник	0,2	Клапан редукційний	0,5
Зворотний клапан	0,15	Гідроклапан тиску|тиснення|	0,6
Дросель	0,3	Напірні золотники	0,3
Регулятор|регулювальник| потоку (швидкості)	0,3 (0,5)	Фільтр пластинчастий|пластинчатий|	0,1

Стосовно гідроприводу, представленого|уявляти| на рисунку 2.1, перепади тиску|тиснення| на золотнику, дроселі і фільтрі приймемо таким чином:

ΔР_{зол 1} = ΔР_{зол 2} = 0,2 МПа;

ΔР_ДР = 0,3 МПа;

ΔР_Ф = 0,1 МПа.

Оскільки|тому що| перепади тиску|тиснення| в трубах на першій стадії розрахунку визначити не можна, то приймемо заздалегідь ΔР₁ = ΔР₂ = 0,2 МПа.

Схемою гідроприводу, представленою|уявляти| на рисунку 2.1, передбачається нерегульований насос. У додатку|застосуванні| 3 приведені таблиці з|із| технічними характеристиками насосів і гідромоторів|. Вибір насоса виконуємо по номінальному тиску|тисненню| P*| і подачі Q.

Залежно від вибраного насоса, задавшись тиском|тисненням| P_Н|, за формулою знаходимо|находимо| діаметр D силового циліндра і відповідно до ГОСТ 12447-80 округляємо|округлюємо| до найближчого стандартного значення у більшу сторону.

Стандартні діаметри циліндрів, мм: 5; 8; 10; 14; 16; 18; 20; 25; 28; 32; 36; 40; 45; 50; 56; 63; 70; 80; 90; 100; 110; 125; 140; 160; 180; 200; 220; 250; 280; 320; 360; 400; 500; 630; 800.

Тиск|тиснення| в гідроциліндрі призначається орієнтовно залежно від величини корисного зусилля R.

При R = 10…20 кН| тиск|тиснення| P_Н| ≤ 1,6 МПа;

при R = 20...30 кН| – P_Н| ≤ 3,2 МПа;

при R = 30…50 кН| – P_Н| ≤ 6,3 МПа;

при R = 50…100 кН| – P_Н| ≤ 10 МПа.

Основні параметри гідроциліндрів по ОСТУ 22-1417-79|і.

Для штоків, що працюють на стиснення|стискування|, повинна дотримуватися умова S < 10D|. При S > 10D| шток слід перевірити на повздовжній вигин|згин|.

Товщину δ стінки гідроциліндра можна визначити за формулою Ляме:

(2.11)

а при D/δ≥16 за формулою:

Допустиме напруження|напруження| на розтяг приймається рівним для сталі [σ] = 50...60 МПа, для чавуну [σ] = 15 МПа|.

Коефіцієнт запасу к = 1,25...2,5.

Далі визначається витрата рідини, що поступає|надходить| в ліву поршневу порожнину силового циліндра:

(2.12)

де V_ПР| – швидкість переміщення поршня, м/с.

Подача насоса з урахуванням|з врахуванням| витоків робочої рідини визначається за формулою:

Q_H| = (Q_Ц| + ΔQ_Ц)·z + ΔQ_зол + ΔQ_ЗК (2.13)

де ΔQ_ц – витоки рідини в силовому циліндрі;

ΔQ_зол – витоки в золотнику;

ΔQ_зк – витоки через запобіжний клапан;

z – число гідроциліндрів.

Витоки через запобіжний клапан приймемо ΔQ_зк = 0,1Q_Н|. Витоки в силовому циліндрі ΔQ_ц наведено в таблиці 2.2, в золотника ΔQ_зол – в таблиці 2.3.

Таблиця 2.2

Основні параметри гідроциліндрів

Основні параметри	Діаметр циліндра D, мм
	40	50	63	70	80	90	100	110	125
Номінальна витрата Q*|, л/хв	20	25	40	50	50	50	80	100	100
Максимальне (теоретичне) штовхаюче зусилля, кН	|7.75	12.0	18.8	23.7	31	39.2	48.5	58.6	75.8
Хід поршня до…, мм	200	200	200	300	400	630	630	630	800
Витоки ΔQц при тиску|тисненні| P*=6,3| МПа, см3/хв	25	32	40	45	50	56	63	70	80

Таблиця 2.3

Витоки рідини в золотнику

Діаметр| умовного проходу, мм	8	10	12	16	20	32
Витоки ΔQзол при тиску|тисненні| P*=6,3| МПа, см3/хв	50	100	150	200	250	300

Якщо P₁| відрізняється від P*|, то дійсні витоки рідини в силовому циліндрі і в золотнику можна знайти з|із| виразів:

(2.14)

Підставимо отримані значення Q_Ц|1, Q_Ц|, Q_зол|, Q_ЗК| в рівняння (2.13) і знайдемо Q_Н|. Для підбору насоса звернемося|обертатимемося| до додатку 3. Оскільки|тому що| Q_Н| = qnη₀|, то робочий об'єм|обсяг| насоса:

(2.15)

де n – частота обертання ротора насоса, об/хв;

η₀| – об'ємний ККД насоса.

У технічних характеристиках насосів вказані номінальні значення об'ємного ККД η₀*| при номінальному тиску|тисненні| P*|. Якщо P_Н| відрізняється від P*|, то дійсний об'ємний ККД можна знайти з|із| виразу:

(2.16)|вираження|

Обчисливши|обчисляти,вичисляти| η₀|, знаходимо|находимо| згідно (2.15) робочий об'єм|обсяг| q, і по ньому підбираємо|добираємо| насос. Після|потім| цього уточнюємо витрату рідини, що скидається через запобіжний клапан в приймальний|усиновлений| бак.

Таблиця 2.4

Рекомендовані значення швидкості робочої рідини

PH|, МПа	2,5	6,3	16	32	63	100
VРР|, м/с	2	3,2	4	5	6,3	10

Маючи на увазі, що

де d_Т| – внутрішній діаметр трубопроводу, отримаємо:|одержуватимемо|

(2.17)

Знайдене значення діаметру d_Т| округляємо|округлюємо| до найближчого стандартного у більшу сторону згідно ГОСТ 16516-80. Стандартні значення внутрішнього діаметру труб: 1; 1,6; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20; 25; 32; 40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250.

У гідроприводі застосовуються сталеві безшовні холоднодеформовані| труби, мідні труби, алюмінієві труби, латунні труби і рукави високого тиску|тиснення|.

Уточнивши значення d_Т|, знаходимо|находимо| середню швидкість руху рідини в трубах:

(2.18)

Знаючи витрати і орієнтовні величини тиску|тиснення|, приступимо до вибору гідроапаратури.