гидравлические приводы

при параллельно-дроссельном регулировании:для гидромотораkvн kvм- коэффициенты, определяющие жесткость характеристики гидромотора и насоса.При расчете внешней характеристики зададимся восемью – десятью значениями внешней нагрузки в диапазоне (0 – Мmax). По результатам расчета строятся графикиn=f(M).Мmax=0,105 кНмqм =0,071 дм3/обnм =1440об/минηvм =0,9рмн=10 МПаqмн =0,06 дм3/обnн =1480об/минηvн =0,9Рисунок 3- Внешняя характеристика гидроприводаОптимизация параметров гидроприводаОбщие теоретические положенияВ настоящее время наблюдается тенденция повышения рабочего давления в гидросистемах объемного привода палубных механизмов промысловых и морских судов. Актуальной становится задача о получении научно обоснованных зависимостей массы и объема основных гидроагрегатов системы объемного привода от величины рабочего давления. Существующее большое многообразие гидравлических схем привода ставит задачу определения оптимального рабочего давления (как одного из основных параметров привода) по критерии минимума массы гидросистемы в целом в зависимости от её конструктивной схемы.В основе данной главы лежит методический подход к решению поставленной задач», изложенной в [6,7 ]. Характер зависимостей массы и объема от величины рабочего давления в гидросистемах объясняется тем, что при условиях получения определенной мощности на выходе и постоянных относительных потерях мощности рост рабочего давления вызывает непрерывное уменьшение потребного расхода рабочей жидкости, как следствие этого, массы и объёма. Начиная с некоторого давления, происходит рост толщины стенок гидроагрегатов, а значит массы и объема (что диктуется условием прочности). Действие этих факторов обуславливает наличие минимума па зависимостях G=f(p) и W=f(p) (здесь Р - рабочее давление; G , W- масса и объем гидросистемы о рабочей жидкостью).Допущения и ограничения модели оптимизацииПри оптимизации массовых и объемных характеристик привода по величине рабочего давления важным является вопрос о принятых допущениях и ограничениях модели, описывающей взаимосвязь рабочего давления и весовых (объемных) характеристик гидроагрегатов. Предшествующие исследования, основные результаты которых представлены в работах [ 6,7], привели к значительно разнящимся между собой результатам, что обусловлено принимаемыми допущениями и выбором теории прочности.В настоящем учебном пособии рекомендуется ограничивать рабочее давление для каждой модели гидроагрегата. Для насосов и гидромоторов крайне важна оценка влияния рабочего давления на объемный и гидравлический к. п.д., т.е. оценка потерь, вызнанных утечками и сжатием рабочей жидкости. Достаточно полная математическая модель объемного к.п.д. гидрообъемной передачи представлена в работе [7]. Величина объемного к.п.д. зависит от принципиальной схемы гидропривода и для каждой оптимизируемой схемы привода должна быть составлена отдельная модель ограничений по этому параметру. Для существующих конструктивныхсхем насосов и гидромоторов значения объемного к.п.д. при давлениях 50-100 МПа являются крайне низкими, а объем сжатия рабочей жидкости в цилиндрах насоса и гидромотора достигает половины рабочего объема цилиндра [6]. Следовательно, для насосов и гидромоторов в качестве ограничения можно принять рабочее давление равное 50 МПа, независимо от наличия экстремума оптимизационной модели в зоне запредельного давления , где - допустимый предел прочности материала гидроагрегатов. Ввиду сложности получения теоретических зависимостей массы и объема механизма распределения и изменения подачи (изменения расхода) насоса (гидромотора), в модели рассмотрена лишь основная часть механизма подачи - блок цилиндров. К допущениям можно отнести и некоторые статистические зависимости КG, КW, КЦ т.д. принятые в модели.Для линейных исполнительных гидродвигателей (гидроцилиндров) составлена модель гидроцилиндра с односторонним штоком. В качестве принятых допущений следует отметить, что размеры донышек и поршня гидроцилиндра выбираются в основном из условий размещения уплотнении, а не по условиям прочности, что учитывается в модели в виде статистического коэффициента.При оптимизации массы трубопровода необходимо обратить внимание на величину отношения (толщины стенки к внутреннему диаметру), которая должна выбираться также и по технологическим соображениям.В оптимизационной модели не рассматривается распределительная аппаратура, ввиду того, что размеры золотников выбираются в основном из условия перекрытия окон, а не по условиям прочности.Объём бака для рабочей жидкости обычно составляет не более двух-трех минутной подачи насоса. Толщина стенок бака не превышает двух миллиметров. Рост рабочего давления существенного влияния на конструкцию бака для рабочей жидкости не оказывает. Учет массы можно проводить на основе статистического коэффициента Кб = Gб/Wб где Gб, Wб масса и объём бака с рабочей жидкостью.Выбор теории прочностиПри оптимизации весовых характеристик объемного гидропривода по величине рабочего давления важным вопросом является выбор теории прочности. В работе [ 6] проведена оптимизация массы и объёма гидросистемы с применением критерия наибольших касательных напряжении (третьей теории прочности). Недостатком третьей теория прочности является то, что она не учитывает среднего по величине главного напряжения, которое оказывает определенное влияние на прочность материала. Напряжения, возникающие в гидроагрегатах, создаются от постоянных и переменных нагрузок. К постоянным нагрузкам можно отнести такие, которые обусловлены статическим рабочим давлением жидкости и нагрузки, возникающие в результате температурных деформаций, а также нагрузки, возникающие при монтаже гидроагрегатов. К переменным нагрузки относятся такие, которые обусловлены пульсирующими от нуля до максимума и от максимума до нуля значениями, а также нагрузки от вибраций гидрофицированных машин, возникающих в результате взаимодействия рабочих органов с окружающей средой. Анализ схем нагружения гидроагрегатов с учетом конструктивного решения показывает, что напряженное состояние гидроагрегата является объемным. Рисунок 4- Толщина стенки трубопровода и относительная погрешность по третьей и четвёртой теориям прочности в зависимости от рабочего давления: - для диаметров 2,5 10-2; 4 10-2 и 8 10-2 по третьей теории прочности, соответственно и; - по четвертой теории прочности для тех же диаметров, м; - относительная погрешность, %.Учитывать главные напряжения при расчетах позволяет четвертая теория прочности (критерий удельной потенциальной энергии формоизменения), которая предполагает, что опасное состояние нагруженного тела определяется предельной величиной потенциальной удельной энергии формоизменения.Существенные расхождения в результатах расчета по третьей и четвертой теориям прочности можно проследить на примере расчета толщины стенки трубопровода, изготовленного из стали 20 (ГОСТ 1050-74), которая для переменной нагрузки имеет допустимый предел прочности . Расчеты проведены для труб, имеющих внутренние диаметры, равные 2,5 10-2; 4 10-2 и 8 10-2метров. Результаты расчетов, представленные на рис 3.2. и в табл.3.14 , показывают значительный рост относительной погрешности с ростом рабочего давления в трубопроводах. Погрешность определяется по формуле:где - толщина стенки трубопровода, определяемая из условий прочности по третьей и четвертой теориям, соответственно.Таблица 7-Относительная погрешность расчетов в зависимости от рабочего давления в трубопроводеРабочее давление Р, МПа1016253240505757,4Относительная погрешность, %1517192228438393Анализ эквивалентных напряжении по третьей и четвертой теориям прочности показывает линейную зависимость от давления (Р):где k = r1 /r2 отношение внутреннего радиуса трубопровода к внешнему.Поэтому погрешность по запасу прочности (равная 13 %) для любых значений размеров не зависит от давления. Толщина стенки при фиксированном значении внутреннего диаметра d трубопровода линейно зависит от давления). При предельном значении давления (для третьей теории прочности) толщина стенки стремится к бесконечности, а толщина стенки, рассчитанная по четвертой теории прочности, имеет конечную величину.На основании вышеизложенного при оптимизации массовых характеристик объемного гидропривода принята четвертая теория прочности, при которой напряженное состояние гидроагрегатов является трехосным (объемным).Модель напорного трубопроводаУсловие прочности по четвертой теории для трубопровода записывается в видегде d - внутренний диаметр трубопровода,м. Масса трубопровода и жидкости, заключенной в нем:где - внутренний диаметр, толщина стенок и длина трубопровода,м;- удельные веса материалов трубопровода и жидкостиПотери давления в трубопроводе можно определить по зависимости:где - скорость течения жидкости;Re=v∙d/ν=3,1∙0,026/10-5=11,923∙106 –число Рейнольдса- режим течения турбулентный=0,0054 - коэффициент путевого сопротивления (для турбулентного режима течения жидкости, гидравлически гладких труб);Q - расход, жидкости в трубопроводе.Мощность, передаваемая рабочей жидкостью в трубопроводе, определяется:N=(1-aн)∙ p ∙Q=(1-9,15∙10-6)∙10∙106∙0,1=1∙106ВтПосле преобразования получим:Объем трубопровода и жидкости, заключенной внем, записывается в виде где Расчетная схема трубопровода представлена на рис.4 . Ввиду незначительной величины рабочего давления в сливном трубопроводе области минимума веса и объема в докритической зоне оптимизации не будет. Уравнения для сливного трубопровода записываются аналогично .Рисунок 4-Расчетная схема трубопроводаЗаключениеГидравлические приводы (гидроприводы) и средства гидроавтоматики широко применяются во многих отраслях народного хозяйства. Наибольшее распространение они получили на автомобилях и тракторах, сельскохозяйственных машинах, станках, строительно-дорожных и подъемно-транспортных машинах.Широкое применение гидравлических приводов обусловлено следующими их достоинствами: высокой удельной мощностью и возможностью создания значительных усилий, возможностью бесступенчатого регулирования скорости, простотой реверсирования и взаимного преобразования вращательного и поступательного движений приводных и исполнительных механизмов, удобством отвода тепла посредством рабочей жидкости, удобством компоновки, высокой степенью типизации и унификации гидравлических устройств, надежным предохранением от перегрузок и др. Повышение технического уровня, сокращение сроков проектирования, повышение качества технического обслуживания и ремонта гидроприводов требуют от инженера глубоких знаний принципов построения гидроприводов, характеристик гидравлических устройств, физического понимания процессов, протекающих в гидроприводах, методик функционального анализа. Список использованной литературыВалдаев М.М. Гидравлические приводы судовых палубных механизмов. – Л., : Судостроение, 1976, 295 с., ил.Гривнин Ю.А. Методические указания по выполнению расчетно-графической работы «Расчет объемного гидропривода». – ЛИФТ, 1981, 35 с., ил.Дубровский О.Н., Руфин Б.А., Артамонов М.Н. Гидравлические приводы судовых механизмов. – Л.,: Судостроение, 1969, 484 с., ил.Матвиенко А.М., Пейко Я.Н., Комаров А.А. Расчет и испытания гидравлических систем летательных аппаратов. – М.: Машиностроение, 1974. – 180 с., ил.Матвиенко А.М. Аналитическое проектирование гидравлических систем летательных аппаратов. -–М.: Машиностроение, 1977. – 168 с., ил.Евдаев Н.М., Круткин А.В. Судовые гидравлические краны: Справочное пособие, - М., Транспорт, 1989, 204 с., ил.Справочное пособие по гидравлике гидромашинам и гидроприводам / Под редакцией Некрасова Б.Б. – Минск: Высшая школа, 1985, 382 с., ил.Юшкин В.В. Основы расчета объемного гидропривода. – Минск: Высшая школа, 1982, 90 с., ил.