методичка по гидравлике


В.П. КОРПАЧЕВ, А.А. АНДРИЯС, А.И. ПЕРЕЖИЛИН
ОСНОВЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ОБЪЕМНОГО ГИДРОПРИВОДА

КРАСНОЯРСК 2012
1
Министерство образования и науки Российской Федерации
ФГБОУ ВПО «Сибирский государственный технологический университет»
В.П. КОРПАЧЕВ, А.А. АНДРИЯС, А.И. ПЕРЕЖИЛИН
ОСНОВЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ОБЪЕМНОГО ГИДРОПРИВОДА
Рекомендовано редакционно-издательским советом СибГТУ в качестве учебного пособия для студентов направления
250400.62 - «Технология лесозаготовительных и деревоперерабатывающих производств»
профиля подготовки «Лесоинженерное дело»
очной и заочной форм обучения
Издание третье, переработанное и дополненное
Красноярск 2012
УДК 630.36-82 (075.8)
Корпачев, В. П. Основы проектирования объемного гидропривода : учебное пособие для студентов направления
250400.62«Технологиялесозаготовительныхи деревоперерабатывающихпроизводств»профиляподготовки
«Лесоинженерное дело» очной и заочной форм обучения. – 3-е изд.,
перераб. и доп. / В. П. Корпачев, А. А. Андрияс, А. И. Пережилин. –
Красноярск : СибГТУ, 2012. – 164 с.
Учебное пособие предназначено для студентов, изучающих дисциплину «Гидравлика, гидро- и пневмопривод», и посвящено проблемам проектирования объемного гидропривода.
В учебном пособии изложены сведения о порядке проектирования объемных гидроприводов возвратно- поступательного движения, приведена методика расчета основных параметров силового гидроцилиндра, выбора элементов объемного гидропривода.
Табл. 43; рис. 62; библ. назв. 18.
Рецензенты:
А.Н. Минаев, д-р техн. наук, проф. (СПбГЛТА);
Н.Г. Черноусова, доц. (научно-методический совет СибГТУ).
© Корпачев В.П., 2012
© Андрияс А.А., 2012
© Пережилин А.И., 2012
© ФГБОУ ВПО «Сибирский государственныйтехнологический университет», 2012
3
СОДЕРЖАНИЕ
ВВЕДЕНИЕ 5
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ГИДРАВЛИЧЕСКОМ ПРИВОДЕ 6
Динамические гидроприводы 7
Объемные гидроприводы 9
Основные элементы объемного гидропривода 11
Классификация гидравлических приводов 14
Реальные схемы объемного гидропривода. Основные элементы ... 15 1.6 Типы схем объемного гидропривода 17
Достоинства и недостатки гидравлических приводов 17
Общие сведения о порядке проектирования и расчета объемного гидропривода 18
ОСНОВНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ ГИДРОПРИВОДА 20
Рабочие жидкости для гидросистем машин лесной
промышленности 20
Рабочее давление в гидросистеме 23
Объемные гидродвигатели 25
Классификация гидродвигателей 25
Гидроцилиндры 26
Конструкции гидроцилиндров 28
Поворотные гидродвигатели 34
Основы расчета гидроцилиндров 37
Приближенный расчет основных параметров силового гидроцилиндра 38
Уточненный расчет основных параметров гидроцилиндра 39
Расчет гидроцилиндра на устойчивость 49
КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ К ГЛАВАМ 1 – 2. 51
НАСОСЫ И ГИДРОМОТОРЫ, ПРИМЕНЯЕМЫЕ В ОБЪЕМНОМ ГИДРОПРИВОДЕ 52
Назначение, классификация насосов и гидромоторов 52
Шестеренные насосы 53
Пластинчатые насосы 56
Роторно-поршневые насосы 61
Радиальные роторно-поршневые насосы 61
Аксиальные роторно-поршневые насосы 64
Гидромоторы 70
Выбор насоса гидропривода 72
КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ К ГЛАВЕ 3 74
РЕГУЛИРУЮЩИЕ И НАПРАВЛЯЮЩИЕ ЭЛЕМЕНТЫ ГИДРОПРИВОДА 75
Регуляторы давления 75
Предохранительные клапаны 76
Редукционные клапаны 82
Регуляторы расхода рабочей жидкости 85
Обратные клапаны 85
4
Ограничители расхода 88
Делители (сумматоры) потока 90
Гидродроссели и регуляторы потока 92
КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ К ГЛАВЕ 4 99
РАСПРЕДЕЛИТЕЛИ ПОТОКА РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ 99
Крановые гидрораспределители 100
Клапанные распределители 101
Золотниковые гидрораспределители 103
ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА ГИДРОСИСТЕМ 107
Гидравлические баки и теплообменники 107
Фильтры 110
Гидравлические аккумуляторы 115
Гидрозамки 118
Средства измерения 123
ТРУБОПРОВОДЫ 129
ПОТЕРИ НАПОРА (ДАВЛЕНИЯ) В СИСТЕМЕ ГИДРОПРИВОДА 132
ОПРЕДЕЛЕНИЕ КПД ГИДРОПРИВОДА И ФАКТИЧЕСКОГО УСИЛИЯ НА ШТОКЕ ГИДРОЦИЛИНДРА 137
КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ К ГЛАВАМ 4 – 9 140
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК 141
ПРИЛОЖЕНИЕ А (СПРАВОЧНОЕ) – ОСНОВНЫЕ ОПРЕДЕЛЕНИЯ И ЗАВИСИМОСТИ ГИДРАВЛИКИ И ГИДРОПРИВОДА 143
ПРИЛОЖЕНИЕ Б (СПРАВОЧНОЕ) – УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ЭЛЕМЕНТОВ 149
ПРИЛОЖЕНИЕ В (СПРАВОЧНОЕ) – ПРИМЕРЫ РАСЧЕТНЫХ СХЕМ ОБЪЕМНОГО ГИДРОПРИВОДА 156
ПРИЛОЖЕНИЕ Г (СПРАВОЧНОЕ) – ЗАДАНИЕ НА КУРСОВУЮ РАБОТУ 163
ПРИЛОЖЕНИЕ Д (СПРАВОЧНОЕ) – ПРИМЕРНАЯ СТРУКТУРА
КУРСОВОЙ РАБОТЫ 164
ВВЕДЕНИЕ
Учебное пособие «Основы проектирования объемного гидропривода» подготовлено в соответствии с требованием государственного образовательного стандарта по направлению подготовки
«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.
Предусмотреннаярабочимучебнымпланомкурсоваяработа
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».
1ОБЩИЕ 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).
Всилупервыхдвухсвойствжидкостинемогутнакапливать
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.
Нарисунках1.1и1.2представленысхемыисточников гидравлической энергии.

Рисунок 1.1 – Статический источник гидравлической энергии

Рисунок 1.2 – Механические источники гидравлической энергии:
а – центробежный насос; б – шестеренный насос
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)
гдеm – 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
ρυ1 ,
то выражение (1.1) примет следующий вид:
2
W πd
ρυ υ2 υ2 η ,(1.2)
8112
гдеW – 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
гдеN – 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».
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 P3 ,
гдеP1, 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
πd
1
4
P1 ;
F2 
πD2
4
P3 ,
следовательно:

F1F2
d
D
22 ;
1
F1 1 .
d
2
2
F2D
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 F2 Δl η ,
гдеΔl – перемещение поршня.
η – кпд исполнительного органа.
Секундная работа может быть определена из выражения:
N F2 υ3 η .
Следовательно:
2
N πD

P υ η
43 3.
При этом, так как:
πD2
4
υ3
Q ,
гдеQ – 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».
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
данномслучае 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.
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.
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.
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.
Регулированиескоростиможетосуществлятьсявручную–
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.
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.
По типу приводящего двигателя различают: электрогидропривод, турбогидропривод, дизель-гидропривод, мотогидропривод и т.п.
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
составэтогопривода.Насосныйгидроприводнаиболеешироко используется во всех отраслях машиностроения;
аккумуляторный гидропривод – гидропривод, в котором рабочая жидкость подается в гидродвигатель от предварительно заряженного
гидроаккумулятора.Такиегидроприводыиспользуютсявсистемахс 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 ).
Реальныесхемыобъемногогидропривода.
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.
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.
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.
Частотареверсирования для гидромоторов вращательного движения можетбыть 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.
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
величинеэтихпотерьоцениваетсявозможностьиспользованиявсех принятых элементов гидропривода.
При выборе, расчете и проектировании гидроприводов необходимо
руководствоваться действующими стандартами.
ОСНОВНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ ГИДРОПРИВОДА
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 Якутияот - 50 до + 30 °С;
Западная и Восточная Сибирьот - 40 до + 30 °С;
Южные районы страныот - 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].
Основныехарактеристикирабочихжидкостей,применяемыхв
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.
Рабочее давление в гидросистеме
Величинарабочегодавлениявлияетнагабаритыистоимость элементов гидропривода, долговечность их работы, правила эксплуатации.
Привыборерабочегодавлениявгидросистеменеобходимо
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.
Уменьшениерабочегодавлениявызываетувеличениеразмеров
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) кНP 1,5 МПа;
при F = (20 ÷ 30) кНP 3,5 МПа;
при F = (30 ÷ 50) кНP 5 МПа;
при F = (50 ÷ 00) кНP 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 кНP 5 МПа;
при F = (12 ÷ 30) кНP = 6 ÷ 7 МПа;
при F = (30 ÷ 60) кНP = 8 ÷ 10 МПа;
при F = (60 ÷ 100) кНP = 12 ÷ 15 МПа;
при F > 100 кНP = 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
рассчитываютсяконструкциинасосов,гидромоторовивсехдругих 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.
Объемные гидродвигатели
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):
Гидроцилиндры – объемные гидродвигатели с поступательным движением выходного звена;
Поворотные (моментные) гидродвигатели с ограниченным углом поворота выходного звена;
Гидромоторы–объемныегидродвигателисвращательным
движением выходного звена.

Рисунок 2.2 – Классификация объемных гидродвигателей
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.
Покинематическимпризнакамгидроцилиндрыделятсянадве 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.
Гидроцилиндрдвустороннегодействия(рисунок2.3б)имеет поршеньсодностороннимштокомсвнутренниминаружным
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 цилиндране ограничивается. Последовательное соединение гидроцилиндров увеличивает эффективную площадь, а следовательно,
тянущее или толкающее усилие на штоке [12].
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
Техническиепараметрыгидроцилиндровразличныхотраслей 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
склапанной разгрузкой 16 20 8000 0,91 196,1 165 1000 125 60 Манжеты,
шевроны, кольца -
Ц140х1250-33с
клапанной разгрузкой 16 20 8000 0,91 259 210 1250 140 80 Манжеты,
шевроны, кольца -
Ц160x1400-33с
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 -
Техническаяхарактеристикагидроцилиндров,применяемыхв машинах лесной промышленности, приведена в таблице 2.4 [4].
Таблица2.4–Техническаяхарактеристикагидроцилиндров, 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.
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 PP 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 = (PР – PСЛ) 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)
244
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 MФ и угловая скорость ωФ будут меньше расчетных в связи с наличием потерь трения и утечек жидкости, характеризуемых механическим м и объемным об КПД гидроцилиндра:
ΔPb 22 
MФ 
ω
D d 8
8Q
ηМ ,(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 22 
MФ 8
D d
ηМ ,(2.9)
ωФ 
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
2
M ΔP πD
4
D3 2

,(2.11)
а угловая скорость вращения
ω 

8Q
3
πD2 D

,(2.12)
где DЗ – диаметр делительной окружности шестерни.

Рисунок 2.7 – Речно-шестеренный механизм
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 PP 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).
Приближенный расчет основных параметров силового гидроцилиндра
Диаметр силового гидроцилиндра (без учета потерь давления на преодоление дополнительных нагрузок) определяют по формуле
D 4F
πPP

,(2.13)
гдеF – полезная нагрузка, приведенная к штоку;
PP – 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:
10 12 16 20 25 32 40 50
63 80 100 125 160 200 250 320
400 500 630 800 Основной ряд:
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
PP 2,5
МПаd = (0,3 0,35)D;
при при
PP 
PP 
(6,4 10) МПаd = 0,5D;
(16 25) МПаd = (0,7 0,75)D.
Повычисленномузначениюдиаметраштокапринимается 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 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 FCТ и динамической FД
F' = FCТ + FД.(2.14)
Статическая нагрузка определяется при установившемся движении поршня по формуле
FCТ = F + FТР + FПР,(2.15)
гдеF – полезная нагрузка, приведенная к штоку поршня; FТР – сила трения в конструктивных элементах;
FПР – 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;
уплотненияподвижныхповерхностейприотносительных возвратно-поступательных перемещениях;
уплотненияподвижныхповерхностейприотносительном 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.
Приэтомсувеличениемрабочегодавлениясоответственно
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
τН πdlk ,(2.16)
гдеd – 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.
Силатренияприуплотненииманжетамисшевронным
(V-образным) профилем определяется по формуле [3]
τМV πdlk ,(2.17)
гдеd – 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
СилутрениявуплотненияхизманжетU-образногопрофиля определяют по формуле
τ МU
πdlPP
PK f М ,(2.18)
гдеd – диаметр уплотняемого соединения;
l – ширина рабочей части манжеты (таблица 2.5); PP – рабочее давление;
PK – монтажное давление, составляющее 0,2 ÷ 0,5 МПа;
fМ – 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iPK
PP fK ,(2.19)
гдеfK – 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);
PК – 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
τКР qK πd ,(2.20)
гдеd – диаметр уплотняемого соединения;
qК – удельная сила трения на единицу длины уплотнения, определяется по графику (рисунок 2.9).

Рисунок 2.9 – График для определения удельной силы трения
СуммарнаясилатренияFТРопределяетсявзависимостиот 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 FПР. 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.

PПР
0,2 0,3106 G ,(2.22)

гдеG–весподвижныхчастей(определяетсяпографику, 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
0200400600800100012001400

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
PПР .(2.23)
Наличие противодавления в значительной степени предупреждает проникновение воздуха в полость гидроцилиндра.
Динамическая сила
Динамическую силу FД, возникающую при разгоне и торможении, можно приближенно определить, пользуясь теоремой о количестве движения и импульсе сил:
FД Δt MПР υ2 υ1 ,(2.24)
гдеΔt – время ускорения или замедления движения; принимается обычноравным 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];
MПР – 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
FД MПР
Δυ
Δt .(2.25)
Если приведенная масса MПР мала по сравнению со статическим усилием FС, то формула (2.25) может быть преобразована в следующий вид:
FД 
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 PP
уточняют диаметр силового гидроцилиндра:
D 4F
πPP

.(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]
tC = RK – R0,(2.28)
гдеRK – наружный радиус корпуса гидроцилиндра;
R0 – внутренний радиус корпуса гидроцилиндра, R0 = D/2.
Наружный радиус гидроцилиндра может быть определен по формуле
RR
σP 0,4PУ

,(2.29)
σ
K0
Р
1,3PУ
гдеσP–допустимоенапряжениенарастяжениематериала корпуса;
PУ – расчетное давление рабочей жидкости (PУ = 1,2 PP).
Толщину плоского донышка корпуса гидроцилиндра определяют по формуле
t Д 0,405D
PP

.(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
Следуеттакжеотметить,чтоприрасчетегидроцилиндровна прочность при давлении до 30 МПа принимается запас прочности n = 3.
Штокиипоршнигидроцилиндровизготавливаютизстальных поковок.
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.
Дляопределенияустойчивостигидроцилиндраприизвестном рабочемусилиинаштокегидроцилиндраможновоспользоваться
следующей методикой [13].
По схемам (рисунок 2.12) определяется фактор хода гидроцилиндра
FC в зависимости от способа крепления гидроцилиндра.
Далее определяется опорная длина штока гидроцилиндра L0
L0 = FC·S,(2.31)
гдеS – ход штока гидроцилиндра.

Рисунок 2.12 – Способ крепления гидроцилиндра
Затем по графику (рисунок 2.13) определяется максимально допустимая длина штока гидроцилиндра Lmax и ее значение сравнивается с величиной L0. При этом работоспособность гидроцилиндра (устойчивость штока) будет обеспечена в случае выполнения следующего условия:
L0 Lmax .(2.32)

Рисунок 2.13 – График зависимости опорной длины гидроцилиндра от усилия на штоке
КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ К ГЛАВАМ 1 – 2
Какие требования предъявляются к рабочим жидкостям?
Как влияет вязкость рабочей жидкости на потеридавления в местных сопротивлениях?
Правила выбора рабочей жидкости.
Как выбирается рабочее давление?
На какие классы подразделяют гидродвигатели?
Вкакихслучаяхприменяютгидроцилиндрысдвухсторонним штоком?
На какие два типа подразделяются поворотные гидродвигатели?
Вчемзаключаетсясмыслприближенногорасчетасилового гидроцилиндра?
Как определяется статическая нагрузка при уточнении диаметра силового гидроцилиндра?
Начтовлияетувеличениескоростиперемещенияштока
гидроцилиндра?
В каком случае производится расчет гидроцилиндра на устойчивость?
НАСОСЫИГИДРОМОТОРЫ,ПРИМЕНЯЕМЫЕВ ОБЪЕМНОМ ГИДРОПРИВОДЕ
Назначение, классификация насосов и гидромоторов
Насосы в системе гидропривода предназначены для преобразования механической энергии приводящего движителя в гидравлическую энергию перемещаемой жидкости, для обеспечения рабочего давления гидросистемы, надежного функционирования элементов гидропривода.
В объемных гидроприводах применяются насосы, в которых перемещение жидкости из полости всасывания в полость нагнетания
осуществляется путем ее вытеснения из рабочих камер с помощью вытеснителей (объемные насосы).
Вгидроприводахприменяютсяследующиевидынасосов:
поршневые, плунжерные, диафрагмовые, шестеренчатые, лопастные, винтовые и ротационно-поршневые. Эти насосы являются обратимыми: они могут применяться в гидроприводах как насосы для преобразования механической энергии двигателя в гидравлическую или же для превращения гидравлической энергии насоса в механическую, то есть использоваться как гидродвигатели.
В поршневом насосе вытеснителем является поршень, в шестеренном – зуб шестерни; в пластинчатом – лопатка; в винтовом –
поверхность винта.
К насосам, применяемым в гидроприводах, предъявляют особые требования. Насос должен иметь высокий КПД, обладать достаточной долговечностью и надежностью в процессе эксплуатации. Регулирование производительности насоса должно осуществляться простыми средствами, непрерывно в процессе работы и с минимальными потерями энергии. Кроме того, желательно, чтобы насос был обратимым, то есть мог бы использоваться в качестве гидромотора.
По характеру процесса вытеснения жидкости объемные насосы делятся на поршневые и роторные. Поршневыми называются насосы, в которых вытеснение жидкости из рабочих камер производится в результате только прямолинейного возвратно-поступательного или возвратно-поворотного движения вытеснителей относительно этих камер.
По виду движения ведущего звена поршневые насосы разделяются на прямодействующие и вальные. В прямодействующем насосе ведущее
звено совершает прямолинейное возвратно-поступательное движение, в вальном – вращательное движение.
Роторными называются насосы, в которых вытеснение жидкости из камер производится в результате вращательного или сложного движения вытеснителей.
Классификация роторных насосов приведена на рисунке 3.1.
В гидроприводах машин лесной промышленности применяются три типа насосов – шестеренные, лопастные и аксиально-поршневые. Лопастные насосы в машинах лесной промышленности используются в приводах гидроусилителей рулевых механизмов.
Шестеренные насосы получили большее распространение в гидросистемах лесовозных автомобилей, самосвалах, дорожных и
строительных машинах, лесозаготовительных и складских машинах, в приводах по обработке и переработке древесины.
Аксиально-поршневыенасосыиспользуютвсистемах
лесозаготовительных машин, где рабочее давление составляет от 12 до
25 МПа.

Рисунок 3.1 – Классификация роторных насосов
Шестеренные насосы
Шестеренные насосы выполняются с внешним и внутренним зацеплением шестерен. Наибольшее распространение имеют насосы с внешним зацеплением шестерен; такие насосы могут быть одно- и двухсекционные.
Схема шестеренного насоса представлена на рисунке 3.2. При вращении ведущей 1 и ведомой 2 шестерни рабочая жидкость из
всасывающейкамерыАвполостяхвпадинзубьевпереноситсяв нагнетательную камеру В.

Рисунок 3.2 – Схема шестеренного насоса Производительность шестеренного насоса может быть определена по
формуле
D2
Q 2πН bnη k
zV

,(3.1)
гдеDН – диаметр начальной окружности шестерни; при одинаковых шестернях DН равен расстоянию между центрами шестерен;
z – число зубьев; b – ширина зуба;
n – частота вращения;
V – объемный КПД;
к – поправочный коэффициент, равный 1,1.
Втаблице3.1приведеныосновныехарактеристикинекоторых типовых шестеренных насосов.
Таблица 3.1 – Основные параметры шестеренных насосов
Марка насоса Рабочий объем, см3 Подача, л/мин Давление нагнетания, МПа Частота вращения, об/мин Мощность насоса, кВт КПД
объемный полный
1 2 3 4 5 6 7 8
НШ-10-2 10 17,7 14 1920 5,6 0,9 0,85
НШ-50А-3 49,7 110,4 16 2400 39 0,92 0,82
Окончание таблицы 3.1
1 2 3 4 5 6 7 8
НШ6Т1 6,3 11,3 2,5 2000 0,67 0,92 0,83
НШ6Е-3 6,3 10 16 1920 3,97 0,85 0,75
НШ10Е 10 13,8 10 1500 2,94 0,92 0,82
НШ10Е-2 10 17,7 10 1500 5,52 0,92 0,80
НШ32-У 31,7 47,3 10 1500 10,9 0,92 0,75
НШ32У-2 32 56 14 1920 16,0 0,92 0,80
НШ32-2 32 55,6 14 1920 15,4 0,92 0,80
НШ46-У 45,7 63,1 10 1500 - 0,92 0,80
НШ50У-2 49,1 86,7 14 1920 25,7 0,92 0,83
НШ50-2 50 86,9 14 1920 23,8 0,92 0,83
НШ67 69 96,2 14 1500 26,5 0,92 0,85
НШ100-2 98,8 139 14 1500 37,5 0,94 0,85
НШ250А-2 245 345 14 1500 92,7 0,94 0,85
НШ32-10-2 32/10 55,6/17,7 14 1920 20,2 0,92 0,83
НШ32-32-2 32/32 55,6/55,6 14 1920 30,7 0,92 0,82
НМШ 25 25 31,9 1,6 1500 1,25 0,85 0,70
НМШ 25Р 25 25,5 0,25 1200 1,20 0,86 0,70
НМШ 50 25 31,9 1,6 1500 2,50 0,87 0,70
НМШ80-1 80 163 1,0 2400 4,71 0,88 0,70
НМШ125 63 163 1,6 1500 5,00 0,89 0,70
Ш2-25 - 23,3 1,6 1450 1,3 - -
Ш3,2-25 - 38,3 0,6 1450 1,0 - -
Ш5-25 - 60,0 0,4 1450 1,1 - -
Ш8-25 - 96,7 0,25 1450 1,1 - -
Ш40-6 - 300 0,4 980 5,5 - -
Ш80-6 - 600 0,25;0,3 980 7;7,5 - -
ШГ2-25 - 23,3 0,6 1450 0,75 - -
ШГ8-25 - 96,7 1,0 1450 2,7 - -
ШГ20-25 - 233 1,0 1450 7,2 - -
ШФ2-25 - 23,3 1,4 1430 1,2 - -
ШФ5-25 - 60 0,4 1430 1,1 - -
ШФ8-25 - 96,7 0,3;0,6 1430 1,2;2,0 - -
ШФ20-25 - 275 0,6 1430 6,0 - -
БГ11-22А 11,2 12,3 2,5 1450 1,0 0,76 0,54
Г11-22; БГ 11-22 16,0 18 2,5 1450 1,3 0,78 0,56
Г11-23А; БГ11-23А 22,4 26 2,5 1450 1,6 0,8 0,64
Г11-23; БГ11-23 32 38 2,5 1450 2,3 0,82 0,68
Г11-24А; БГ11-24А 40 50 2,5 1450 3,0 0,88 0,72
Г11-24; БГ11-24 56 72 2,5 1450 4,1 0,89 0,74
Г11-25А; БГ11-25А 80 104 2,5 1450 5,8 0,91 0,76
Г11-25; БГ11-25 100 133 2,5 1450 7,2 0,92 0,77
Примечания:
Приведенные параметры являются номинальными.
Насосы НШ и НМШ предназначены для нагнетания рабочей жидкости в гидравлические системы тракторов, подъемных землеройных, дорожностроительных,
транспортных и других сельскохозяйственных машин. В их числе насосы НШ10-10-2, НШ32-10-2 и НШ32-32-2 двухсекционные; насосы НМШ50 и НМШ125 - двухкамерные.
Насосы Ш предназначены для подачи масла, нефти, мазута, дизельного топлива; насосы ШГ – для подачи парафина, нефти, мазута температурой менее 100 0 С и до 610-4 м2/с; насосы ШФ предназначены для подачи масла, нефти, дизельного топлива температурой до 900 С.
Насосы Г11-2 и БГ11-2 используются в системе станочных гидроприводов.
Пластинчатые насосы
Пластинчатые насосы, применяемые в гидроприводах, разделяют на насосы одно-, двух- и многократного действия. В насосах однократного действия жидкость вытесняется из рабочей камеры один раз за один оборот ротора, в насосах двукратного действия – 2 раза, а в насосах многократного действия – несколько раз [3].
На рисунке 3.3 приведена простейшая схема пластинчатого насоса однократного действия.

Рисунок 3.3 – Схема пластинчатого насоса однократного действия:
1 – ротор; 2 – приводной вал; 3 – пластины; 4 – статор; 5 – распределительный диск; 6, 8 – окна; 7 – гидролиния всасывания; 9 – гидролиния нагнетания;
10 – уплотнительные перемычки
Схема насоса однократного действия приведена на рисунке 3.3. Насос состоит из ротора 1, установленного на приводном валу 2, опоры которого размещены в корпусе насоса. В роторе имеются радиальные или расположенные под углом к радиусу пазы, в которые вставлены пластины 3. Статор 4 по отношению к ротору расположен с эксцентриситетом е. К торцам статора и ротора с малым зазором (0,02 ÷ 0,03 мм) прилегают торцевые распределительные диски 5 с серповидными окнами. Окно 6 каналами в корпусе насоса соединено с гидролинией всасывания 7, а окно 8 – с напорной гидролинией 9. Между окнами имеются уплотнительные перемычки 10, обеспечивающие герметизацию зон всасывания и нагнетания. Центральный угол ε, образованный этими перемычками, больше угла β между двумя соседними пластинами.
При вращении ротора пластины под действием центробежной силы, пружин или под давлением жидкости, подводимой под их торцы, выдвигаются из пазов и прижимаются к внутренней поверхности статора. Благодаря эксцентриситету объем рабочих камер вначале увеличивается – происходит всасывание, а затем уменьшается – происходит нагнетание. Жидкость из линии всасывания через окна распределительных дисков вначале поступает в рабочие камеры, а затем через другие окна вытесняется из них в напорную линию.
При изменении эксцентриситета е изменяется подача насоса. Если
е = 0 (ротор и статор расположены соосно), пластины не будут совершать возвратно-поступательных движений, объем рабочих камер не будет изменяться, и, следовательно, подача насоса будет равна нулю. При перемене эксцентриситета с + е на – е изменяется направление потока рабочей жидкости (линия 7 становится нагнетательной, а линия 9 – всасывающей). Таким образом, пластинчатые насосы однократного действия в принципе регулируемые и реверсируемые.
Подачу пластинчатого насоса однократного действия определяют по формуле
Q η
⎡2πr e 
δz ⎤b 2en ,(3.2)
О ⎢⎣
cosα ⎥⎦
гдеО – объемный КПД, принимаемый в пределах 0,75 0,98; r – радиус внутренней поверхности статора;
e – величина эксцентриситета;
δ – толщина одной пластины; z – число пластин;
– угол наклона одной пластины (обычно α = 0 ÷ 15 °);
b – ширина пластин в осевом направлении; n – частота вращения.
В насосах двойного действия (рисунок 3.4) ротор 1 и 2 статор сосны. Эти насосы имеют по две симметрично расположенные полости всасывания и полости нагнетания. Такое расположение зон уравновешивает силы, действующие со стороны рабочей жидкости, разгружает приводной вал 2, который будет нагружен только крутящим моментом. Для большей уравновешенности число пластин 3 в насосах двойного действия принимается четным. Торцевые распределительные диски 5 имеют четыре окна. Два окна 6 каналами в корпусе насоса соединяются с гидролинией всасывания 7, другие два 8 – с напорной гидролинией 9. Так же как и в насосах однократного действия, между окнами имеются уплотнительные перемычки 10. Для герметизации зон всасывания и нагнетания должно быть соблюдено условие, при котором ε > β [3].

Рисунок 3.4 – Схема пластинчатого насоса двойного действия:
1 – ротор; 2 – приводной вал; 3 – пластины; 4 – статор; 5 – распределительный диск; 6, 8 – окна; 7 – гидролиния всасывания; 9 – гидролиния нагнетания;
10 – уплотнительные перемычки
Профиль внутренней поверхности статора выполнен из дуг радиусами R1 и R2. Пазы для пластин в роторе могут иметь радиальное расположение под углом 7 ÷ 15 ° к радиусу, что уменьшает трение и исключает заклинивание пластин. Насосы с радиальным расположением пластин могут быть реверсивными.
Подачу пластинчатого насоса двойного действия определяют по формуле
Q 2η
⎡2πR 2 R 2 R1 R 2 δz ⎤bn ,(3.3)
О ⎢⎣1 2
cosα⎥⎦
гдеR1 и R2 – соответственно большая и малая полуоси внутренней поверхности статора.
Регулирование подачи пластинчатого насоса однократного действия осуществляется за счет изменения величины и знака эксцентриситета.
Число пластин z для наиболее равномерной подачи принимается кратным четырем, чаще всего z = 12.
Возможность регулирования подачи в насосе двукратного действия
исключается.
В таблице 3.2 приведены технические характеристики пластинчатых насосов типа Г11 и БГ11 [14].
Таблица 3.2 – Технические характеристики пластинчатых насосов типа Г11 и БГ11.
Основные параметры БГ11, БГ11-22А Г11-22, БГ11-22 Г11-23А, БГ11-23А Г11-23, БГ11-23 Г11-24А, БГ11-24А Г11-24, БГ11-24 Г11-25А, БГ11-25А Г11-25, БГ11-25
Рабочий объем, см3 11 16 22 32 40 56 80 100
Частота вращения вала, об/мин 600 600 600 600 1800 1800 1800 1800
Номинальная подача, л/мин 12,3 18 26 38 50 72 104 133
Номинальное давление, МПа 2,5 2,5 2,5 2,5 2,5 2,5 2,5 2,5
Объемный КПД 0,76 0,78 0,80 0,82 0,88 0,89 0.91 0.92
Полный КПД 0,54 0,56 0,64 0,68 0,72 0,74 0,76 0,77
В таблице 3.3 приведены технические характеристики пластинчатых нерегулируемых насосов типа Г12 [14].
Таблица 3.3 – Техническиехарактеристикипластинчатых нерегулируемых насосов типа Г12 [14].
Основные параметры Г12-31 АМ Г12-31 М Г12-32 АМ Г12-32 М Г12-33 АМ Г12-33 М Г12-24 АМ Г12-24 М Г12-25 АМ Г12-25 М Г12-26 АМ
Рабочий объем, см3 8 12,5 16 25 32 40 63 80 125 160 224
Номинальная подача, л/мин 5 8 12 18 25 35 50 70 100 140 200
Номинальное давление, МПа 6,3 6,3 6,3 6,3 6,3 6,3 6,3 6,3 6,3 6,3 6,3
Объемный КПД 0,73 0,78 0,81 0,85 0,89 0,92 0,89 0,9 0,92 0,93 0,9
Полный КПД 0,55 0,6 0,7 0,76 0,8 0,84 0,8 0,82 0,85 0,86 0,9
В таблице 3.4 приведены технические характеристики пластинчатых нерегулируемых насосов типа БГ12 [14].
Таблица 3.4 – Техническиехарактеристикипластинчатых нерегулируемых насосов типа БГ12.
Основные параметры БГ12-21АМ БГ12-21М БГ12-22АМ БГ12-22М БГ12-23АМ БГ12-23М БГ12-24АМ БГ12-24М БГ12-25АМ
Рабочий объем, см3 5 8 12,5 16 20 25 45 56 80
Номинальная подача, л/мин 5,4 9 14,6 19,4 25,5 33 56 74 102
Номинальное давление, МПа 12,5 12,5 12,5 12,5 12,5 12,5 12,5 12,5 12,5
Объемный КПД 0,72 0,75 0,78 0,81 0,85 0,88 0,83 0,88 0,9
Полный КПД 0,55 0,6 0,66 0,7 0,75 0,8 0,75 0,77 0,85
Роторно-поршневые насосы
Роторно-поршневыми называются насосы, в которых вытеснители имеют форму поршней (плунжеров), а рабочие камеры ограничиваются вытеснителями в цилиндрических полостях ротора.
Различают радиальные и аксиальные роторно-поршневые насосы. В радиальных насосах рабочие камеры расположены радиально по
отношению к оси ротора. Если ось вращения ротора параллельна осям рабочих камер, насос называется аксиально-поршневым
Радиальные роторно-поршневые насосы
Радиально-поршневые гидромашины применяют при сравнительно высоких давлениях (10 МПа и выше). По принципу действия радиально- поршневые гидромашины делятся на одно-, двух- и многократного действия. В машинах однократного действия за один оборот ротора поршни совершают одно возвратно-поступательное движение. Схема радиально-поршневого насоса однократного действия приведена на рисунке 3.5.

Рисунок 3.5 – Схема радиально-поршневого насоса однократного действия: 1 – ротор; 2 – ось; 3 – всасывающий канал; 4 – нагнетательный канал; 5 – окна; 6 – цилиндры; 7 – статор; 8 – муфта; 9 – поршни
Рабочими камерами в насосе являются радиально расположенные цилиндры, а вытеснителями – поршни. Ротор (блок цилиндров) 1 на
скользящей посадке установлен на ось 2, которая имеет два канала 3 и 4 (один соединен с гидролинией всасывания, другой – с напорной гидролинией). Каналы имеют окна 5, которыми они могут соединяться с цилиндрами 6. Статор 7 по отношению к ротору располагается с эксцентриситетом.
Ротор вращается от приводного вала через муфту 8. При вращении ротора в направлении, указанном на рисунке 3.5 стрелкой, поршни 9
вначале выдвигаются из цилиндров (происходит всасывание), а затем вдвигаются (нагнетание). Соответственно рабочая жидкость вначале заполняет цилиндры, а затем поршнями вытесняется оттуда в канал 4 и
далеев напорную линию гидросистемы. Поршни выдвигаются и прижимаютсяк статору центробежной силой или принудительно (пружиной, давлением рабочей жидкости или иным путем).
Радиально-поршневые насосы могут быть регулируемыми и нерегулируемыми. Регулирование подачи, а также реверс осуществляются изменением величины и знака эксцентриситета. Увеличение подачи достигается за счет увеличения числа рядов цилиндров (многорядные
насосы).
Средняя подача нерегулируемого и регулируемого радиально- поршневого насоса определяется соответственно по формулам (3.4), (3.5)
Q ηО
πd2ezmi/2 ;(3.4)
2
Q ηО πd
eziuen/2 ,(3.5)
гдеd – диаметр поршня;
e – эксцентриситет; величина которого находится в пределах
3 10 мм;
ue = e/emax – параметр регулирования;
m – число ходов поршня за один оборот вала насоса;
i – число рядов поршня.
Промышленность выпускает регулируемые насосы типа НП, НПД и нерегулируемые – типа Н с давлением до 50 МПа.
Радиально-поршневые насосы имеют четыре модификации по управлению:
НРР – насосы с ручным управлением нереверсивные;
НРРШ – насосы с ручным управлением, нереверсивные, с встроенным шестеренным насосом для питания вспомогательных механизмов гидросистемы;
НРС и 2НРС – насосы со следящим гидравлическим управлением
( НРС – нереверсивные ; 2НРС – реверсивные );
НРМ и НР4М – насосы с электрогидравлическим механизмом управления на две и четыре подачи (реверсивные);
НРД – насосы с управлением по давлению (нереверсивные).
В качестве примера рассмотрим расшифровку насоса 2НРС 250Д/20: цифра 2 – реверсивный, радиально-поршневой со следящим гидравлическим управлением; 250 – величина рабочего объема в см3; Д – модернизированный; 20 – номинальное давление в МПа.
В таблице 3.5 приведены основные параметры радиально-поршневых регулируемых насосов типа НР.
Таблица 3.5 – Основные параметры радиально-поршневых регулируемых насосов
Параметр НРР НРШ НРС НРМ НР4М НРМ НРД
125А/
20 250А/
20 500А/
20 450/10 224/10 360/1
0 125А/
20 250А/
20 500А/
20
Рабочий объем насоса, 125 250 500 450 224 360 125 250 500
см3: поршневого шестеренного 50 100 100 100 50 80 50 100 100
Номинальная подача 100 200 400 400 200 300 46 110 250
насоса, л/мин: поршневого шестеренного 35 80 80 80 35 60 35 80 80
Номинальное давление 20 20 20 10 10 10 20 20 20
насоса, МПа: поршневого шестеренного 1,6 1,6 1,6 1,6 1,6 1,6 1,6 1,6 1,6
КПД насоса, %: 85 85 87 90 90 90 85 85 87
объемный полный 77 77 77 85 83 81 77 77 77
В таблице 3.6 приведены основные параметры радиально-поршневых нерегулируемых насосов типа Н.
Таблица3.6–Основныепараметрырадиально-поршневых нерегулируемых насосов
Марка насоса Подача Q,
л/c Давление P,
МПа Частота вращения n, об/мин КПД насоса
объемный О общий 
Н-400 0,083 20 1450 - 0,58
Н-401 0,3 32 1450 - 0,73
Н-403 0,5 32 1450 - 0,76
Н-450 0,05 50 980 0,70 -
Н-451А 0,083 50 980 0,80 -
Н-451 0,133 50 980 0,80 -
Н-518 14 16 1000 - -
НП-500 0,027 40 1420 - -
Аксиальные роторно-поршневые насосы
В аксиально-поршневых насосах ось вращения параллельна осям рабочих камер и вытеснителей или составляет с ними угол менее 45 °. Аксиально-поршневые насосы бывают двух типов: с наклонным блоком и с наклонным диском (рисунок 3.6).

Рисунок 3.6 – Схемы аксиально-поршневых гидромашин: а – с наклонным диском; б – с наклонным блоком; 1 – ведущий вал; 2 – диск; 3 – шток; 4 – блок цилиндров; 5 – поршень; 6 – распределитель; 7 – пазы; 8 – шарнир; 9 – шатун
Гидромашина с наклонным диском включает в себя блок цилиндров, ось которого совпадает с осью ведущего вала 1, а под углом а к нему расположена ось диска 2, с которым связаны штоки 3 поршней 5. Ниже
рассмотрена схема работы гидромашины в режиме насоса. Ведущий вал приводит во вращение блок цилиндров.
При повороте блока вокруг оси насоса на 180 ° поршень совершает поступательное движение, выталкивая жидкость из цилиндра. При
дальнейшем повороте на 180 ° поршень совершает ход всасывания. Блок цилиндров своей шлифованной торцовой поверхностью плотно прилегает к тщательно обработанной поверхности неподвижного распределителя 6, в
котором сделаны полукольцевые пазы 7. Один из этих пазов соединен через каналы со всасывающим трубопроводом, другой – с напорным трубопроводом. В блоке цилиндров выполнены отверстия, соединяющие
каждый из цилиндров блока с распределителем. Если в гидромашину через каналы подавать под давлением рабочую жидкость, то, действуя на поршни, она заставляет их совершать возвратно-поступательное движение,
а они, в свою очередь, вращают диск и связанный с ним вал. Таким образом работает аксиально-поршневой гидромотор.
Принцип действия аксиально-поршневого насоса-гидромотора с наклонным блоком цилиндров заключается в следующем. Блок 4
цилиндровс поршнями 5 и шатунами 9 наклонен относительно приводного диска 2 вала 1 на некоторый угол. Блок цилиндров получает вращение от вала через универсальный шарнир 8. При вращении вала
поршни 5 и связанные с ними шатуны 9 начинают совершать возвратно- поступательные движения в цилиндрах блока, который вращается вместе с валом. За время одного оборота блока каждый поршень производит
всасывание и нагнетание рабочей жидкости. Один из пазов 7 в распределителе 6 соединен со всасывающим трубопроводом, другой – с напорным. Объемную подачу аксиально-поршневого насоса с наклонным
блоком цилиндров можно регулировать, изменяя угол наклона оси блока относительно оси вала в пределах 25 °. При соосном расположении блока цилиндров с ведущим валом поршни не перемещаются и объемная подача
насоса равна нулю.
Конструкция нерегулируемого аксиально-поршневого насоса- гидромотора с наклонным диском показана на рисунке 3.7. В корпусе 4 вместе с валом 1 вращается блок 5 цилиндров. Поршни 11 опираются на наклонный диск 3 и благодаря этому совершают возвратно-поступательное движение. Осевые силы давления передаются непосредственно корпусным деталям – передней крышки 2 через люльку 14 и задней крышке 8 корпуса – через башмаки 13 поршней и распределитель 7, представляющие собой гидростатические опоры, успешно работающие при высоких давлениях и скорости скольжения.

Рисунок 3.7 – Аксиально-поршневой нерегулируемый насос- гидромотор с наклонным диском: 1 – вал; 2, 8 – крышки; 3 – наклонный диск;
4 – корпус; 5 – блок цилиндров; 6 – торец блока цилиндров; 7 – распределитель;
9 – окно; 10 – пружина; 11 – поршень; 12 – шлицевое соединение; 13 – башмак;
14 – люлька
В аксиально-поршневом насосе-гидромоторе применена система распределения рабочей жидкости торцового типа, образованная торцом 6 блока цилиндров, на поверхности которого открываются окна 9 цилиндров, и торцом распределителя 7.
Система распределения выполняет несколько функций. Она является упорным подшипником, воспринимающим сумму осевых сил давления от
всех цилиндров; переключателем соединения цилиндров с линиями всасывания и нагнетания рабочей жидкости; вращающимся уплотнением, разобщающим линии всасывания и нагнетания одну от другой и от
окружающих полостей. Поверхности образующие систему распределения, должны быть взаимно центрированы, а одна из них (поверхность блока цилиндров) – иметь небольшую свободу самоориентации для образования
слоя смазки. Эти функции выполняет подвижное эвольвентное шлицевое соединение 12 между блоком цилиндров и валом. Чтобы предотвратить раскрытие стыка системы распределения под действием момента центробежных сил поршней, предусмотрен центральный прижим блока
пружиной 10.
В нерегулируемом аксиально-поршневом насосе-гидромоторе с реверсивным потоком и наклонным блоком цилиндров (рисунок 3.8) ось вращения блока 7 цилиндров наклонена к оси вращения вала 1. В ведущий диск 14 вала заделаны сферические головки 3 шатунов 4, закрепленных также с помощью сферических шарниров 6 в поршнях 13.

Рисунок 3.8 – Аксиально-поршневой нерегулируемый насос-гидромотор с реверсивным потоком и наклонным блоком: 1 – вал; 2- уплотнение;
3 – сферическая головка; 4 – шатун; 5 – юбка поршня; 6 – шарнир; 7 – блок цилиндров;
8 – шип; 9 – крышка; 10, 11 – окно; 12 – пружина; 13 – поршень; 14 - диск
При вращении блока цилиндров и вала вокруг своих осей поршни совершают относительно цилиндров возвратно-поступательное движение. Вал и блок вращаются синхронно с помощью шатунов, которые, проходя поочередно через положение максимального отклонения от оси поршня, прилегают к его юбке 5 и давят на нее. Для этого юбки поршней выполнены длинными, а шатуны снабжены корпусными шейками. Блок цилиндров, вращающийся вокруг центрального шипа 8, расположен по отношению к валу под углом 30 ° и прижат пружиной 12 к распределительному диску (на рисунке не показан), который этим же усилием прижимается к крышке 9.
Рабочая жидкость подводится и отводится через окна 10 и 11 в крышке 9. Поршни, находящиеся в верхней части блока, совершают ход
всасывания рабочей жидкости. В то же время нижние поршни, вытесняя жидкость из цилиндров, совершают ход нагнетания. Манжетное уплотнение 2 в передней крышке гидромашины препятствует утечке масла из нерабочей полости насоса.
Средняя подача аксиально-поршневого насоса с наклонным диском и наклонным блоком определяется, соответственно, по формулам
πd 2
Q 
4
D1sinγ z nηО ;(3.6)
πd 2
Q 
4
D2 tgγ z nηО ,(3.7)
гдеd – диаметр цилиндра;
D1 – диаметр окружности, на которой в упорном диске расположены центры шарниров шатунов;
D2 – диаметр окружности, на которой в роторе расположены оси поршней;
– угол наклона блока цилиндров или диска к оси вращения ротора, = 15 20 °;
z – число поршней (обычно равно 5, 7 или 9);
n – число оборотов ротора;
О – объемный КПД.
На лесозаготовительных машинах получили распространение аксиально-поршневые насосы серий 210, 310, 207, которые работают при более высоких рабочих давлениях – от 20 до 25 МПа, обеспечивая высокие значения объемного и полного КПД (соответственно 0,97 ÷ 0,98 и 0,94 ÷ 0,95 ). Эти насосы требуют специальных рабочих жидкостей и масел и высокой технической культуры эксплуатации. Выполняют такие насосы с постоянным и переменным рабочим объемом ( регулируемые насосы ) в различном конструктивном исполнении: 210.12.12.00А; 210.12.12.01А; 210.16.12.01; 210.16.12.01А; 210.20.12.20Б; 210.20.12.21; 210.25.12.20Б;
210.25.12.21; 210.25.12.21.
Индексы указанных марок насосов расшифровывают следующим образом: три первые цифры (210) обозначают тип, следующие две (12, 16, 20, 25) – диаметр поршня в мм, третьи две цифры указывают, является ли гидромашина насосом или гидромотором (12 – насос, 11 – насос- гидромотор, 13 – гидромотор), последняя пара цифр определяет исполнение вала (со шпоночным пазом 00 или 20, шлицевым концом 01
или 21 ), буквенные индексы А, Б указывают на материал, из которого изготовлен корпус (А – алюминиевый сплав, Б – чугунный).
В таблицах 3.7, 3.8 и 3.9 приведены технические характеристики аксиально-поршневых насосов, используемых в лесных машинах.
Таблица3.7–Техническаяхарактеристиканерегулируемых аксиально-поршневых насосов с постоянным рабочим объемом типа 210
Марка насоса 210.12 210.16 210.20 210.25 210.32
Рабочий объем насоса, см3 11,6 28,1 54,8 107 225
Номинальное давление, развиваемое
насосом, МПа 20 16 20 20 20
Максимальное давление, развиваемое
насосом, МПа 32 32 32 25 25
Номинальная подача насоса, л/мин 26,4 52,1 78,1 122,0 205,2
Номинальная мощность, кВт 10 15,5 29,5 46,1 77,5
Объемный КПД в номинальном режиме 0,950 0,965 0,950 0,950 0,950
Полный КПД в номинальном режиме 0,905 0,908 0,91 0,915 0,91
Таблица 3.8 – Техническая характеристика аксиально-поршневых насосов типа 310, 313
Марка насоса 310.56 310.12 313.16 313.56 313.112 323.25
Тип насоса Нерегулируемый Регулируемый
Номинальное
давление, МПа 20 20 16 20 20 20
Максимальное
давление, МПа 35 35 25 35 35 32
Рабочий объем, см3 56 112 28,1 16 ÷ 56 31 ÷ 112 12,2 ÷ 10
7
Полный КПД - - 0,85 - - -
Масса, кг 17 31 20 30 49 280
Таблица 3.9 – Техническая характеристика аксиально-поршневых насосов типа 207, НП
Марка насоса 207.20 207.25 207.32 НП-90 НП-112
Рабочий объем насоса, см3 54,8 107 225 - -
Номинальное давление,
развиваемое насосом, МПа 20 20 20 22,05 25,5
Максимальное давление,
развиваемое насосом, МПа 32 32 32 34,3 42
Номинальная подача насоса, л/мин 78,1 122 205,2 119,8 213,12
Номинальная мощность насоса, кВт 29,5 46,1 77,5 53,86 104
Объемный КПД насоса 0,95 0,95 0,95 - -
Полный КПД насоса 0,91 0,91 0,91 0,88 0,886
Гидромоторы
Гидромотор – это объемный гидродвигатель с вращательным движением ведомого звена. В качестве гидромоторов используют объемные роторные насосы, обращенные в гидродвигатели.
Гидромоторы делятся на регулируемые и нерегулируемые.
Если выходное звено гидромотора может вращаться только в одну сторону, такой гидромотор называется реверсивным. В зависимости от способа реверсирования различают гидромоторы:
с постоянным направлением потока;
с реверсом потока, когда изменение направления вращения выходного звена происходит за счет изменения направления потока
рабочей жидкости.
В зависимости от назначения гидропривода вращательного движения различают низкомоментные и высокомоментные гидромоторы. Низкомоментные гидромоторы имеют большую частоту вращения, но небольшой крутящий момент: у высокомоментных гидромоторов – большой крутящий момент при небольшой частоте вращения.
В качестве низкомоментных широко используют аксиально- поршневые гидромоторы. Аксиально-поршневые гидромоторы, как и аксиально-поршневые насосы, по конструкции бывают с наклонным блоком и с наклонным диском.
Аксиально-поршневые гидромоторы типа Г15-2 Р выполняются пяти типоразмеров (таблица 3.10). Такие гидромоторы обеспечивают бесступенчатое регулирование скорости и реверсирование при работе на масле с вязкостью от 10 до 220 мм2/с и температуре окружающей среды от 0 до 45 . Эти гидромоторы применяются на стандартном оборудовании.
На лесохозяйственных, сельскохозяйственных машинах и тракторах применяются регулируемые аксиально-поршневые гидромоторы типа МП-
90 и МП-112, которые работают в паре с насосами НП-90 и НП-112 (таблица 3.9), образуя объемный привод.
Таблица 3.10 – Техническая характеристика гидромоторов типа Г15-2 Р
Марка гидромотора Г15- 21 Р Г15- 22 Р Г15- 23 Р Г15- 24 Р Г15- 25 Р
Номинальная частота вращения, с-1 16 16 16 16 16
Номинальное давление на входе, МПа 6,3 6,3 6,3 6,3 6,3
Номинальный крутящий момент, Н⋅м 9,6 18,0 34,0 68,0 136
Номинальная эффективная мощность, кВт 0,96 1,7 3,4 6,8 13,6
Полный КПД при номинальных параметрах 0,88 0,89 0,90 0,90 0,90
В качестве низкомоментных гидромоторов применяют шиберные гидромоторы, по своей конструкции аналогичные шиберным (пластинчатым) насосам. Однако эти гидромоторы существенно уступают аксиально-поршневым по экономичности, имея малый общий КПД (0,45 0,65) и малый диапазон регулирования.
В качестве высокомоментных используются радиально-поршневые гидромоторы. Для создания больших крутящих моментов при небольшой частоте вращения применяются гидромоторы типа МР (таблица 3.11). Аксиально-поршневые и радиально-поршневые насосы сложны по конструкции, дорогостоящие и имеют сравнительно низкий моторесурс.
Таблица 3.11 – Технические характеристики гидромоторов МР
Параметр Типоразмер
0,16/10 0,25/10 0,4/10 1/10 2,5/10 10/10
Номинальный крутящий
момент, Н⋅м 240 380 570 1480 3540 15120
Номинальное давление, МПа - - 10 - - -
Номинальная частота вращения,
об/мин 240 240 192 120 96 37
Рабочий объем, л 0,16 0,25 0,4 1 2,5 10
Объемный КПД 0,91 0,94 0,94 0,94 0,94 0,96
Общий КПД 0,86 0,89 0,85 0,9 0,85 0,91
В системах, где требуется высокая надежность и долговечность при низкой стоимости, применяют шестеренные гидромоторы (таблица 3.12), по конструкции аналогичные шестеренным насосам (отличие состоит лишь в присутствии слива в бак для просочившейся жидкости).
Таблица 3.12 – Технические характеристики гидромоторов ГМШ
Параметр Типоразмер
ГМШ-32 ГМШ-50 ГМШ-100
Номинальный перепад давления, МПа - 14 -
Рабочий объем, см3 32 50 100
Частота вращения, об/мин:
номинальная минимальная -
- 1500
750 -
-
Номинальный крутящий момент, Н⋅м 59,6 92 180
Полный КПД - 0,78 0,75
Моторесурс, ч не менее 3000
Масса, кг 6,8 7,4 17,5
Выбор насоса гидропривода
Выбор типа и марки насоса и гидромотора гидропривода обусловлен рядом параметров и показателей. К основным параметрам насосов и гидромоторов относятся:
Рабочий объем насоса или мотора – разность наибольшего и наименьшего замкнутого объема за один оборот вала или двойной ход рабочего органа (q, м3/об или см3/об).
Номинальное давление (РНОМ) – наибольшее манометрическое давление, при котором насос работает в течение установленного срокаслужбы с сохранением параметров в пределах, установленных нормативно-технической документацией.
Номинальная подача (для насосов) или расход (для гидромоторов – объем подаваемой или потребляемой рабочей жидкостиза единицу времени), QНОМ = q·n, м3/с. Это теоретическаяподача насоса. Действительная подача всегда меньше теоретической на величину внутренних утечек и величину неполного заполнения жидкостью камер насоса.
Номинальное число оборотов – наибольшее число оборотов, при котором насос работает в течение установленного срока службы с сохранением параметров в пределах, установленных нормативно- технической документацией.
Номинальная мощность насоса – мощность, потребляемая насосом при нормальных давлении и подаче:
NНОМ
QНОМ PНОМ .(3.8)
Номинальный крутящий момент на валу гидромотора:
ω

M
QНОМ PНОМ КР
М

,(3.9)
гдеωМ – угловая скорость вала гидромотора.
Общий КПД насоса (гидромотора) равен произведению объемного ηО, механического ηМ и гидравлического ηГ, КПД:
ηН ηОН ηМН ηГН ;(3.10)
ηМ ηОМ ηММ ηГМ .(3.11)
Для современных насосов объемный и механический КПД находится в пределах 0,92 ÷ 0,96
При выборе насоса развиваемое давление должно быть достаточным дляобеспечениянеобходимогоусилияисполнительногоорганаи
преодоления потерь давления, возникающих в трубопроводах, золотниках, клапанах, дросселях и т.д. Следовательно, давление насоса принимается равным
PН PР ΔP ,(3.12)
гдеРр – рабочее давление;
ΔP – сумма всех потерь давления в системе гидропривода.
Для предварительных расчетов ΔP принимается равным
ΔP 0,1 0,2PР . (3.13)
При определении расходажидкости Q, необходимого для
перемещения поршня, исходными параметрами являются или скорость
«прямого хода» поршня υ, или время полного хода поршня. При этом под
«прямым ходом» поршня подразумевается ход, при котором жидкость подается в ту полость цилиндра, через которую шток не проходит; под
«обратным ходом» подразумеваем ход, при котором жидкость подается в полость, через которую проходит шток.
Расход жидкости, необходимый для перемещения поршня с заданной
скоростью υ, определяется по формуле
2
Q πD
4
υ .(3.14)
Если задано время полного хода поршня, то расход жидкости равен
S⎜⎛
Q ⎝ЦЦ
t
⎟⎞

,(3.15)
гдеS – ход поршня;
Ωц – площадь сечения цилиндра;
Ц
– площадь сечения цилиндра, уменьшенная на площадь
сечения штока;
t – время полного хода поршня.
Производительность насоса должна обеспечить необходимый расход для исполнительного силового агрегата и возместить потери (утечки) в зазорах гидроагрегатов. Поэтому при выборе насоса его расход QН предварительно принимается равным
QН 1,05 1,1Q .(3.16)
Полученные значения РН и QН корректируются по номинальному ряду давлений и расхода.
КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ К ГЛАВЕ 3
1. Назначение насосов в гидроприводе. 2. В чем отличие насосов от гидромоторов? 3. Требования к насосам, применяемым в гидроприводе. 4. Основная классификация насосов. 5. Принцип работы шестеренного насоса. 6. Какиенасосынаходятнаибольшееприменение в
лесозаготовительных машинах?
Принцип работы пластинчатого насоса.
В чем отличие пластинчатого насоса однократного от насоса двукратного действия?
В чем отличие регулируемых и нерегулируемых пластинчатых насосов?
Вчемпринципиальноеотличиерадиальныхиаксиальных роторно-поршневых насосов?
Какосуществляетсярегулированиеподачирадиально- поршневых насосов?
На какие два типа подразделяют аксиально-поршневые насосы, в
чем заключается их принципиальное отличие?
В чем заключается отличие низкомоментных и гидромоторов?
Какие насосы используют в качестве низкомоментных?
Какие насосы используют в качестве высокомоментных?
В каких системах применяют шестеренные гидромоторы?
РЕГУЛИРУЮЩИЕИНАПРАВЛЯЮЩИЕЭЛЕМЕНТЫ ГИДРОПРИВОДА
Гидропривод может обеспечить надежное исполнение определенных заданных функций только при условии, если энергия потока жидкости, создаваемая насосом и передаваемая гидродвигателем, будет управляться. Для управления энергией потока жидкости, а следовательно, скоростью движения силового органа станка или машины; контроля за рабочими параметрами гидросистемы; поддержания этих параметров в заданных пределах при разных режимах работы гидропривода; обеспечения надежности и безопасности работы служит контрольно-регулирующая и направляющая аппаратура гидропривода.
По принципу действия все устройства управления и контроля гидропривода делятся на два вида: устройства с геометрическими
характеристиками, не зависимыми от параметров потока жидкости, и устройства, геометрические характеристики которых зависят от параметров потока. При этом под геометрическими характеристиками
понимаются размеры рабочих окон, через которые проходит жидкость.
В зависимости от степени открытия рабочего проходного сечения гидроаппаратура подразделяется на регулирующую и направляющую.
Регулирующая гидроаппаратура изменяет давление, расход и направление потока рабочей жидкости за счет частичного открытия рабочего проходного сечения.
Направляющая гидроаппаратура предназначена лишь для изменения направления потока рабочей жидкости за счет полного открытия или закрытия рабочего проходного сечения.
К регулирующей гидроаппаратуре относят:
гидроклапаны давления, предназначенные для регулирования давления рабочей жидкости (напорные, редукционные);
гидроклапаны,управляющиепотокомрабочейжидкости
(делители, сумматоры потоков, обратные клапаны, гидрозамки и др.).
Регуляторы давления
Регуляторами давления называются устройства, предназначенные для поддержания заданного давления рабочей жидкости в любой точке гидропривода. Регуляторы давления предохраняют гидропривод от перегрузок и могут быть использованы для разгрузки насоса в определенной части рабочего цикла.
Для предохранения гидросистемы от перегрузок, а также от недопустимо высоких давлений жидкости служат предохранительные клапаны. Причиной повышения давления в гидроприводе может быть неисправность отдельного элемента гидропривода, засорение трубопровода, возросшее сопротивление на выходном звене, резкое увеличение сопротивления силового органа механизма или машины.
В случае превышения давления клапан открывается для слива рабочей жидкости, а при восстановлении первоначального давления –
закрывается.
В качестве регуляторов давления используются напорные предохранительные и редукционные клапаны.
Предохранительные клапаны
По конструкции предохранительные клапаны делятся на шариковые, конические и плунжерные (золотниковые). Предохранительные клапаны подразделяются на две группы: прямого действия и непрямого действия.
В гидроклапанах прямого действия величина открытия рабочего проходного сечения изменяется в результате непосредственного
воздействия потока рабочей жидкости на запорно-регулирующий элемент.
В гидроклапанах непрямого действия поток сначала воздействует на вспомогательный запорно-регулирующий элемент, перемещение которого вызывает изменение положения основного запорно-регулирующего элемента этого клапана.
На рисунке 4.1 представлены принципиальные схемы предохранительных клапанов прямого действия с шариковым, конусным,
плунжерным и тарельчатым запорно-регулирующими элементами.
Клапан состоит из запорно-регулирующего элемента 1 (шарика, конуса и т.д.), пружины 2, натяжение которой можно изменять регулировочным винтом 3. Отверстие 5 корпуса 4 соединяется с линией высокого давления, а отверстие 6 – со сливной линией. Часть корпуса, с которой запорно-регулирующий элемент клапана приходит в соприкосновение, называется седлом (посадочным местом).
При установке клапана в гидросистему пружина 2 настраивается так, чтобы создаваемое ею давление было больше рабочего, тогда запорно-
регулирующий элемент будет прижат к седлу, а линия слива будет отделена от линии высоко давления. При повышении давления в подводимом потоке сверх регламентированного запорно-регулирующий
элементклапана перемещается вверх, преодолевая усилие пружины, рабочее проходное сечение клапана открывается, и гидролиния высокого давления соединяется со сливной.

Рисунок 4.1 – Принципиальные схемы напорных клапанов с запорно- регулирующими элементами: а – с шариковым; б – с конусным;
в – с золотниковым; г – с тарельчатым; 1 – запорно-регулирующий элемент;
2 – пружина; 3 – регулировочный винт; 4 – корпус; 5 – напорное отверстие корпуса; 6 – сливное отверстие корпуса; 7 – камера демпфера; 8 – плунжер; 9 – калибровочное отверстие
Вся рабочая жидкость идет через клапан на слив. Как только давление в напорной гидролинии упадет, клапан закроется, и если причина, вызвавшая повышение давления, не будет устранена, процесс повторится.
В процессе работы клапана возникает вибрация запорно- регулирующего элемента, сопровождаемая ударами о седло и колебаниями давления в системе. Вибрация и удары могут служить причиной износа и потери герметичности клапанов.
Для уменьшения силы удара и частоты колебаний клапана о седло применяют специальные гидравлические демпферы (рисунок 4.1 б, г).
Устройство состоит из камеры 7, в которой перемещается плунжер 8. Камера заполнена жидкостью. С линией слива эта камера соединяется тонким калибровочным отверстием 9 диаметром 0,8 ÷ 1 мм. При открывании клапана плунжер вытесняет жидкость из камеры демпфера.
Создаваемое при этом гидравлическое сопротивление, пропорциональное скорости движения плунжера, уменьшает частоту колебаний, силу удара запорно-регулирующего элемента и частично устраняет его вибрацию.
Достоинство клапанов прямого действия – высокое быстродействие. Недостаток – увеличение размеров при повышении рабочего давления, а также нестабильность работы.
При конструировании напорных клапанов их габарит и массу можно уменьшить, если применить клапаны непрямого действия (рисунок 4.2).

Рисунок 4.2 – Схема предохранительного клапана непрямого действия:
1 – золотник; 2 – нерегулируемая пружина; 3 – запорно-регулирующий элемент; 4 – пружина; 5 – регулировочный винт; 6, 7, 8 – полости клапана; 9 – капиллярный канал; 10 – напорная гидролиния; 11 – сливная гидролиния; 12 – канал; 13 – кран
Клапан состоит из основного запорно-регулирующего элемента – золотника 1 ступенчатой формы; нерегулируемой пружины 2 и вспомогательного запорно-регулирующего элемента 3 в виде шарикового клапана прямого действия.
Усилие пружины 4 шарикового клапана регулируется винтом 5. Каналами в корпусе клапана полости 7 и 8 соединены с гидролинией 10 высокого давления. Полость 6 соединена с полостью 8 капиллярным
каналом 9 в золотнике. Пружины шарикового клапана 3 настраивается на давление PК (на 10 ÷ 20% больше максимального рабочего в гидросистеме).
Если при работе машины давление в гидросистеме PН < PК, шариковый клапан закрыт, в полостях 6, 7, 8 устанавливается одинаковое давление PН, золотник 1 под воздействием пружины 2 занимает крайнее нижнее положение, а гидролиния высокого давления 10 отделена от гидролинии слива 11 (положение клапана соответствует изображенному на рисунке 4.2).
Изменение давления в гидросистеме вызывает изменение давления в полостях 6, 7, 8 клапана. В тот момент, когда давление PН превысит PК,
шариковый клапан 3 откроется и через него жидкость в небольшом количестве начнет поступать на слив. В капиллярном канале золотника создается течение жидкости с потерей давления на преодоление гидравлических сопротивлений. Вследствие этого давление жидкости в полости 6 станет меньше давления в полостях 7 и 8. Под действием образовавшегося перепада давлений золотник 1 переместится вверх, сжимая пружину и соединяя линию 10 с линией 11. Рабочая жидкость будет поступать на слив, и перегрузки гидросистемы не произойдет. Однако как только линия высокого давления соединится со сливом, давление жидкости в гидросистеме уменьшится до PН < PК, шариковый клапан закроется и течение жидкости по капиллярному каналу прекратится. Давление в полостях 6, 7 и 8 выровняется, и под воздействием пружины 2 золотник возвратится в исходное положение, снова отделив линию высокого давления от слива.
Если причина, вызвавшая повышение давления в гидросистеме, не будет устранена, процесс повторится и золотник в конечном итоге установится на определенной высоте, при которой давление в гидросистеме будет поддерживаться постоянным. Когда клапан находится в работе, золотник совершает колебательные движения. Уменьшению колебаний золотника способствует полость 7, оказывающая на него демпфирующее влияние.
Для разгрузки системы или какого-либо ее участка клапаны непрямого действия могут управляться дистанционно. Для этого полость 6
посредством канала 12 и крана 13 необходимо соединить со сливом. В результате давление в полости 6 резко упадет, золотник 1 поднимется вверх, а линия высокого давления 10 соединится со сливом 11.
По сравнению с клапанами прямого действия клапаны непрямого действия обладают рядом преимуществ:
плавность и бесшумность работы;
повышенная чувствительность;
давление на входе в клапан поддерживается постоянным и не зависит от расхода рабочей жидкости через клапан.
В лесозаготовительной технике большое распространение получили предохранительные клапаны типа 510.32, 510.20. Технические
характеристики предохранительных клапанов типа 510.32, 510.20
приведены в таблице 4.1.
Таблица4.1–Техническиехарактеристикипредохранительных клапанов типа 510.32, 510.20
Параметры Типоразмер
510.20 510.32
Условный проход, мм 20 32
Давление на входе, МПа: 40 40
- номинальное - максимальное 50 50
- минимальное 1 1
Расход рабочей жидкости, л/мин: 250 400
- номинальный - максимальный 400 600
- минимальный 10 20
Максимальныевнутренние
номинальном давлении, л/мин утечки при 0,14 0,20
Масса, кг 0,3 0,64
В настоящее время в промышленности широко используются напорные клапаны типа Г52. Клапаны работают на минеральном масле вязкостью 10 ÷ 60 мм2/с (10 ÷ 60 cCт) при температуре до 5000 С. Рекомендуется масло индустриальное 20 и 30 . Такие клапаны рассчитаны на давление от 5 до 20 МПа. Расход через клапан определяется его типоразмером и находится в пределах от 180 до 600 л/мин.
В таблице 4.2 приведены технические характеристики предохранительных клапанов типа Г52-2 [15].
Таблица 4.2 – Технические характеристики предохранительных клапанов типа Г52-2
Параметры Типоразмер
Г52-22 АГ52-22 БГ52-22 ПГ52-22 АПГ52-22 БПГ52-22 Г52-23 АГ52-23 БГ52-23 Г52-22 АГ52-22 БГ52-22 ПГ52-22 АПГ52-22 БПГ52-22
Условный
проход, мм 12 16 20
Номинальный
расход, л/мин 20 40 80
Номинальное
давление, МПа 6,3 10 20 6,3 10 20 6,3 10 20 6,3 10 20 6,3 10 20
Диапазон
регулирования давления, МПа 0,3 – 6,3 0,5 – 10 1 – 20 0,3 – 6,3 0,5 – 10 1 – 20 0,3 – 6,3 0,5 – 10 1 – 20 0,3 – 6,3 0,5 – 10 1 – 20 0,3 – 6,3 0,5 – 10 1 – 20
Масса, кг, не
более 2,5 2,9 4,6 4,6 4,65
Технические характеристики некоторых предохранительных клапанов непрямого действия типа Г66, предназначенных для работы в гидросистемах стационарных и мобильных машин, приведены в таблице 4.3.
Таблица 4.3 – Технические характеристики предохранительных клапанов типа Г66
Параметры Типоразмер
Г66-32 Г66-34 Г66-35 АГ66-32 АГ66-34 АГ66-35 БГ66-32 БГ66-34 БГ66-35 ВГ66-32 ВГ66-34 ВГ66-35 ДГ66-32 ДГ66-34 ДГ66-35
Условный
проход, мм 10 20 32 10 20 32 10 20 32 10 20 32 10 20 32
Номинальный
расход, л/мин 32 125 200 32 125 200 32 125 200 32 125 200 32 125 200
Номинальное
давление, МПа 2,5 1,0 6,3 10,0 20,0
Диапазон
регулирования давления, МПа 0,4 – 2,8 0,3 – 1,2 0,6 – 7,0 1,2 – 11,2 4,0 – 23,0
Масса, кг, не
более 2,7 5,4 8,8 2,7 5,4 8,8 2,7 5,4 8,8 2,7 5,4 8,8 2,7 5,4 8,8
Напорные клапаны могут быть использованы для обеспечения требуемой последовательности включения в работу гидродвигателей. Схема последовательного включения гидродвигателей приведена на рисунке 4.3.
В фиксированном положении гидрораспределителя рабочая жидкость поступает одновременно в обе поршневые полости гидроцилиндра 1, однако первым в движение приходит поршень того гидроцилиндра, напорный клапан 2 у которого настроен на меньшее давление. После того как поршень этого гидроцилиндра завершит движение, давление в гидросистеме начнет повышаться - в результате в движение придет поршень второго гидроцилиндра, напорный клапан у которого настроен на большее давление. После переключения гидрораспределителя в движение придут оба поршня одновременно (при условии равенства сопротивления движению обоих гидроцилиндров).

Рисунок 4.3 – Пример схемы включения напорных клапанов:
1 – гидроцилиндры; 2 – напорные клапаны
Редукционные клапаны
Редукционные клапаны предназначены для поддержания заданного более низкого давления рабочей жидкости в отводимом от клапана потоке (по сравнению с давлением подводимого потока). Редукционные клапаны обычно устанавливают в системах, где от одного насоса работают несколько потребителей с разными значениями рабочих давлений.
Редукционный клапан (рисунок 4.4) состоит из запорно- регулирующего элемента 1, прижатого к седлу пружиной 2, сила натяжения которой регулируется винтом 3.
Отверстие 4 корпуса соединяется с гидролинией высокого давления, а отверстие 5 – с гидролинией низкого давления. В исходном положении клапан прижат к седлу, а вход клапана отделен от выхода. При повышении
давления P1 плунжер поднимается и гидролиния высокого давления соединяется с гидролинией низкого давления. Чем больше давление P1, тем больше открывается проходное сечение клапана и тем больше становится давление P2.

Рисунок 4.4 – Схема редукционного клапана: 1 – запорно-регулирующий элемент; 2 – пружина; 3 – регулировочный винт; 4 – напорное отверстие; 5 – сливное отверстие
На рисунке 4.5 приведена схема включения редукционного клапана.

Рисунок 4.5 – Схема включения редукционного клапана: 1 – поворотный гидроцилиндр; 2 – гидроцилиндр; 3, 4 – дроссели; 5 – насос; 6 – предохранительный клапан; 7 – редукционный клапан; 8 – гидрораспределитель
На схеме (рисунок 4.5) поворотным гидроцилиндром 1 осуществляется прижим бревна к подстопному месту при пилении, а гидроцилиндром 2 – опускание и подъем пилы. Скорость подъема и опускания пилы регулируется дросселями 3, 4. Гидросистема питается от одного насоса 5, который развивает постоянное давление PК, определяемое настройкой предохранительного клапана 6. Участок гидросистемы с поворотным гидроцилиндром работает на давлении P2 < PК. Для понижения давления в гидросистему включен редукционный клапан 7, настроенный на давление P2. При составлении гидросхемы и при монтаже гидроаппаратуры нужно помнить, что редукционный клапан пропускает рабочую жидкость только в одном направлении. Поэтому его устанавливают перед гидрораспределителем 8.
В таблице 4.4 приведены технические характеристики распространенных редукционных клапанов непрямого действия типа Г57 [15].
Таблица 4.4 – Техническая характеристика редукционных клапанов типа Г57
Параметр Марка клапана
Г57-22,
ПГ57-22 Г57-23 Г57-24,
ПГ57-24 ПГ57-14 Г57-25,
ПГ57-25
Условный проход, мм 10 16 20 20 32
Номинальный расход, л/мин 20 40 80 80 160
Давление перед клапаном, МПа:
минимальное
максимальное 0,8; 1,5 или 2,5 (0,5)
20 (6,3)
Редуцированное давление, МПа 0,3 ÷ 6,3; 1 ÷ 10 или 0,2 ÷ 5; 2 ÷ 20
Масса, кг 2,5 4,6 4,6 4,8 8,4
В таблице 4.5 приведены технические характеристики редукционных клапанов типа КРМ-6/3.
Таблица 4.5 – Техническая характеристика редукционных клапанов типа КРМ-6/3
Параметр Марка клапана
КРМ-6/3-В1 КРМ-6/3-В2 КРМ-6/3-В3 КРМ-6/3-В4
1 2 3 4 5
Условный проход, мм 6 6 6 6
Номинальный расход, л/мин 12,5 12,5 12,5 12,5
Окончание таблицы 4.5
1 2 3 4 5
Давление перед клапаном, МПа: 0,5 0,5 1,0 1,0
- минимальное - максимальное 6,3 10,0 25,0 32,0
Редуцированное давление, МПа 0,3 ÷ 2,0 1,2 ÷ 6,3 2,0 ÷ 20,0 5,0 ÷ 32,0
Масса, кг В таблице 4.6 приведены технические характеристики редукционных клапанов типа КР (С).
Таблица 4.6 – Техническая характеристика редукционных клапанов типа КР (С)
Параметр Марка клапана
КР-12/16 КР С- 12/16 КР-16/16 КР-20 1/ 6 КР С- 20/16 КР-25/16 КР-32 1/ 6 КР С- 32/16
Условный проход, мм Номинальный расход, л/мин 25 25 40 63 63 100 160 160
Давление перед клапаном, МПа:
минимальное
максимальное 2,5
16,0
Редуцированное давление, МПа 1,5 ÷ 15,0
Масса, кг 3,3 4,9 6,1 6,1 7,2 9,3 9,3 13,4
Регуляторы расхода рабочей жидкости
Регуляторы расхода предназначены для управления расходом жидкости и, следовательно, для регулирования скорости движения силового органа машины или механизма. Применение регуляторов расхода во многих случаях позволяет заменить сложные регулируемые насосы более простыми и дешевыми нерегулируемыми.
К регуляторам расхода относятся: обратные клапаны; ограничители расхода; делители потока; сумматоры потока; дроссели.
Обратные клапаны
Обратным клапаном называется направляющий гидроаппарат, предназначенный для пропускания рабочей жидкости только в одном
направлении. Они могут иметь различные запорно-регулирующие элементы: шариковый, конусный, тарельчатый или плунжерный.
В соответствии со своим назначением обратный клапан должен быть герметичным в закрытом положении, т. е. в исходном положении запорно-
регулирующего элемента. Для достижения абсолютной герметичности в закрытом положении применяют обратные клапаны с двумя или тремя последовательно соединенными запорно-регулирующими элементами.
Пружина обратных клапанов нерегулируемая, ее сила натяжения должна обеспечивать лишь преодоление сил трения и инерцию, а также быстрое возвращение в исходное положение запорно-регулирующего
элемента.
На рисунке 4.6 представлена принципиальная схема обратного клапана типа Г-51.

Рисунок 4.6 – Схема обратного клапана типа Г51: 1 – входное отверстие; 2 – седло; 3 – выходное отверстие; 4 – пружина; 5 – запорно-регулирующий элемент
Обратный клапан Г51 (рисунок 4.6) имеет конусный запорно- регулирующий элемент 5. При подводе рабочей жидкости к отверстию 1 запорно-регулирующий элемент 5 поднимается над седлом 2, преодолевая силу натяжения пружины 4. Жидкость свободно проходит к отверстию 3. При изменении направления потока рабочей жидкости запорно- регулирующий элемент 5 прижат к седлу и блокирует отверстие 1
В гидроприводах обратные клапаны применяют как подпорные для создания нерегулируемого противодавления в сливной линии гидродвигателя; для блокировки от самопроизвольного опускания поршня при вертикальном расположении гидроцилиндра и при выключенном приводе; для неуправляемого пропуска рабочей жидкости в одном
направлении и управляемого – в другом; в целях исключения слива жидкости из гидросистемы при выключенном приводе и т.д. Как конструктивный элемент обратный клапан включен в конструкцию разделительных панелей типа Г53, напорных клапанов типа Г66, дросселей и регуляторов расхода (типа ДК, Г55-3 и Г55-6), в золотники с гидравлическим управлением, в насосы и гидравлические двигатели, в гидрозамки и др.
В таблице 4.7 приведены технические характеристики обратных клапанов типа Г51.
Г51
Таблица 4.7 – Техническая характеристика обратных клапанов типа
Параметры Марка клапана
Г51-31 Г51-32 Г51-33 Г51-34 Г51-35 Г51-36 Г51-37
Условный проход, мм 8 10 16 20 32 40 50
Рабочее давление, МПа:
номинальное
максимальное 20
22
Расход жидкости, л/мин.: 16 32 63 125 250 500 800
- номинальный - максимальный 25 50 100 160 280 550 900
Масса, кг 1,2 1,2 1,6 1,6 5,5 14 33
В таблице 4.8 приведены технические характеристики обратных клапанов типа КОВ.
КОВ
Таблица 4.8 – Техническая характеристика обратных клапанов типа
Параметр Типоразмер
КОВ-10/3С КОВ-20/3С КОВ-10/3Т КОВ-20/3Т КОВ-32/3Т
Условный проход, мм 10 20 10 20 32
Давление на входе, МПа:
номинальное
максимальное
минимальное 32
35
0,15±10 %
Расход рабочей жидкости, л/мин.:
номинальный
максимальный 32
50 125
160 32
50 125
160 320
350
Масса,
кг, не более 2,5 4,0 2,0 3,0 7,0
Ограничители расхода
Ограничителем расхода называется клапан, предназначенный для ограничения расхода в гидросистеме или на каком-либо ее участке.
Принципиальная схема ограничителя расхода приведена на рисунке
4.7.


Рисунок 4.7 – Схема ограничителя расхода: 1 – входное отверстие;
2 – калиброванное отверстие; 3 – подвижный поршень; 4 – отверстие дросселя; 5 – выходное отверстие; 6 – пружина; 7 – корпус
Ограничитель расхода состоит из подвижного поршня 3 и нерегулируемой пружины 6, помещенных внутри корпуса 7. В поршне имеется калибровочное отверстие 2 (нерегулируемый дроссель), а в корпусе – окна 4. В сочетании с поршнем 3 окна 4 представляют собой регулируемый дроссель. В исходном положении пружина стремится передвинуть поршень в крайнее левое положение и открыть окна 4. При включении ограничителя расхода в гидросистему жидкость поступает в отверстие 1 и далее проходит через дроссель 2 и окна 4 к отверстию 5. При достижении жидкости через ограничитель расхода у дросселя 2 создается перепад давлений. При увеличении расхода перепад давлений увеличивается и поршень перемещается вправо, частично или полностью перекрывая окна 4. Когда расход в гидросистеме уменьшится, перепад давлений также уменьшится и поршень переместится влево, увеличив открытие окон.
Ограничитель расхода может быть применен в гидросистемах с дроссельным регулированием, когда на исполнительный механизм действуют знакопеременные или изменяющиеся в широких пределах нагрузки (рисунок 4.8).

Рисунок 4.8 – Схема включения ограничителя расхода:
1 – предохранительный клапан; 2 – ограничитель расхода; 3 – гидроцилиндр; 4 – дроссель
В такой гидросистеме в момент, когда вектор силы F совпадет с направлением движения исполнительного механизма, перепад давлений у регулируемого дросселя 4, а следовательно, и расход жидкости через него возрастет. Это вызывает увеличение скорости движения исполнительного механизма.
Для ограничения расхода, а следовательно, и для ограничения скорости движения исполнительного механизма в такой гидросистеме
может быть применен ограничитель расхода 2. При возрастании нагрузки F перепад давлений у дросселя 4 и расход жидкости через него возрастают. Когда расход жидкости в гидросистеме достигает предельного значения,
ограниченного допускаемой скоростью рабочего хода исполнительного механизма, включается в работу ограничитель расхода. В этот момент поршень ограничителя расхода 3 (рисунок 4.7) передвинется вправо и
приоткроет окна 4 (рисунок 4.7) настолько, что перепад давлений у калибровочногоотверстия 2 (рисунок 4.7) достигнет предельного значения, при котором расход через ограничитель также станет предельным.
В дальнейшем изменение нагрузки вызывает ответное изменение площади проходного сечения окон 4 (рисунок 4.7) и перепада давлений на них. Однако эти изменения будут такими, что расход через ограничитель, а
следовательно, и скорость движения исполнительного механизма останутся постоянными.
Для того чтобы ограничитель расхода выполнял свое назначение в гидросистеме, его нужно устанавливать на выходе гидродвигателя.
Делители (сумматоры) потока
Делителем потока называется клапан соотношения расходов, предназначенный для разделения одного потока рабочей жидкости на два и более равных потока независимо от величины противодавления в каждом из них. Делители потока применяют в гидроприводах машин, в которых требуется обеспечить синхронизацию движения выходных звеньев параллельно работающих гидродвигателей, преодолевающих неодинаковую нагрузку.
Принципиальная схема делителя потока представлена на рисунке 4.9.

Рисунок 4.9 – Схема делителя потока: 1 – нерегулируемый дроссель; 2 – дроссели; 3 – плунжер; 4 – предохранительный клапан
Делитель потока состоит из двух нерегулируемых дросселей 1 и двух дросселей 2, проходные сечения которых могут автоматически изменяться благодаря перемещению плунжера 3. При равенстве нагрузок (F1 = F2) и площадей поршней гидроцилиндров давление P1 = P2, перепад давлений
∆P = (P3 – P4) = 0, плунжер 3 делителя занимает среднее положение, а расходы в обеих линиях одинаковые. Если нагрузка на один из любых гидродвигателей изменится, то под действием возникшего перепада давлений у плунжера делителя он начнет смещаться из среднего положения, изменяя одновременно проходные сечения дросселей 2. Перемещение прекратится, когда давления P3 и P4 выровняются. В этом положении плунжера расходы в обеих ветвях будут одинаковыми. Таким образом, поддержание равенства расходов в обеих ветвях осуществляется за счет дросселирования потока в той ветви, где гидродвигатель нагружен меньше.
Делитель потока может также быть и сумматором потока. В этом случае в подводимых к нему двух трубопроводах поддерживается постоянный расход рабочей жидкости.
В таблице 4.9 приведены технические характеристики делителей потока типа КД.
Таблица 4.9 – Технические характеристики делителей потока типа КД
Параметр Типоразмер
КД-
12/20 КД-
20/20 КД-
32/20 КДС-
12/20 КДС-
20/20 КДС-
32/20
Присоединение резьбовое стыковое
Условный проход, мм 12 20 32 12 20 32
Расходнавходе в 16 – 25 55 – 80 130 – 160 16 – 25 55 – 80 130 – 160
делитель, л/мин: - настройка I - настройка II 10 – 16 40 – 55 100 – 130 10 – 16 40 – 55 100 – 130
- настройка III 4 – 10 25 – 40 80 – 100 4 – 10 25 – 40 80 – 100
Рабочеедавление, 20
МПа: - номинальное - наибольшее 22
- наименьшее 1
Наибольший
л/мин расход, 30 90 170 30 90 170
Масса, кг 4,0 5,3 12,0 4,6 7,6 15,0
В таблице 4.10 приведены технические характеристики делителей потока типа МКД.
МКД
Таблица 4.10 – Технические характеристики делителей потока типа
Параметр Типоразмер
МКД-
12/32 МКД-
20/32 МКД-
32/32 МКДС-
12/32 МКДС-
20/32 МКДС-
32/32
Присоединение резьбовое стыковое
Условный проход, мм 12 20 32 12 20 32
Расходнавходе в 16 – 25 55 – 80 130 – 160 16 – 25 55 – 80 130 – 160
делитель, л/мин: - настройка I - настройка II 10 – 16 40 – 55 100 – 130 10 – 16 40 – 55 100 – 130
- настройка III 4 – 10 25 – 40 80 – 100 4 – 10 25 – 40 80 – 100
Рабочеедавление, 32
МПа: - номинальное - наибольшее 33
- наименьшее 1
Масса, кг 4,0 6,0 12,0 4,6 5,6 15,0
Гидродроссели и регуляторы потока
Дроссели и регуляторы потока предназначены для регулирования скорости движения выходного звена гидродвигателя. Кроме того, дроссели, как конструктивный элемент, входят в состав другой регулирующей и распределительной аппаратуры.
Дроссели могут быть выполнены по двум принципиальным схемам.
Линейные дроссели – это дроссели, в которых потери давления пропорциональны расходу жидкости. В таких дросселях потери давления определяются потерями давления по длине. Изменяя длину канала, по которому движется жидкость, можно изменить потери давления и расход через дроссель. Примером линейного дросселя служит гидроаппарат с дроссельным каналом (рисунок 4.10).

Рисунок 4.10 – Линейный дроссель: 1 – корпус; 2 – винт
В этом дросселе жидкость движется по винтовой прямоугольной канавке, длину которой можно изменять поворотом винта. Площадь живого сечения и длину канала устанавливают из условия получения в дросселе требуемого перепада давлений и исключения засоряемости канала механическими примесями, содержащимися в рабочей жидкости.
В таких дросселях за счет увеличения длины канала можно увеличить площадь его живого сечения, исключив тем самым засорения
дросселя во время его работы.
Нелинейные дроссели (рисунок 4.11) характеризуются тем, что режим движения жидкости через них турбулентный, а перепад давлений практически пропорционален квадрату расхода жидкости, поэтому такие дроссели часто называют квадратичными. В них потери давления определяются деформацией потока жидкости и вихреобразованиями, вызванными местными сопротивлениями. Изменение перепада давления, а, следовательно, и изменение расхода жидкости через такие дроссели достигается изменением или площади проходного сечения, или числа местных сопротивлений.

Рисунок 4.11 – Принципиальные схемы нелинейных дросселей:
а – игольчатого; б – комбинированного; в – пробкового щелевого; г – пробкового эксцентричного; д – пластинчатого пакетного; е – пластинчатого; 1 – корпус; 2 – игла; 3 – диафрагма; 4 – пробка; 5 – пластина; 6 – втулка
В регулируемых (рисунок 4.11 а, б, в, г) и нерегулируемых (рисунок
д, е) нелинейных дросселях длина пути движения жидкости сведена к минимуму, благодаря чему потери давления и расход практически не зависят от вязкости жидкости и изменяются только при изменении площади рабочего проходного сечения. Максимальную площадь устанавливают из условия пропуска заданного расхода жидкости через полностью открытый дроссель, минимальную – из условия исключения засоряемости рабочего окна.
В пластинчатых дросселях (рисунок 4.11 е) сопротивление зависит от диаметра отверстия, которое, однако, можно уменьшить лишь до
определенного предела (dmin ≥ 0,5 мм), ограничиваемого засоряемостью во время работы такого дросселя. Для получения большого сопротивления применяют пакетные дроссели с рядом последовательно соединенных пластин (рисунок 4.11 д). В таких дросселях расстояние между пластинами l должно быть не менее (3 ÷ 5)d, а толщина пластин s не более (0,4 ÷ 0,5)d.
К нелинейным дросселям относятся также и комбинированные дроссели, в которых потери давления по длине и местные потери соизмеримы между собой по величине и в равной мере оказывают влияние на расход жидкости через дроссель (рисунок 4.11 б). На характеристику комбинированных дросселей влияет вязкость рабочих жидкостей. Поэтому такие дроссели целесообразно применять в гидросистемах, в которых температура рабочей жидкости изменяется в небольших пределах.
Важной характеристикой дросселей является их равномерная и устойчивая работа при малых расходах. Однако устойчивая работа
дросселя возможна при уменьшении площади ω до определенного предела, ниже которого расход становится нестабильным. Это объясняется
облитерацией – заращиванием проходного отверстия.
Сущность облитерации заключается в том, что в микронеровностях узких каналов задерживаются и оседают твердые частицы, содержащиеся в рабочей жидкости. Если размеры частиц, загрязняющих жидкость, соизмеримы с размером рабочего окна, то может произойти полное его заращивание и прекращение расхода жидкости через дроссель. При увеличении площади рабочего окна расход жидкости восстанавливается.
Причиной облитерации рабочего окна может быть не только недостаточная очистка рабочей жидкости, но и адсорбция поляризованных молекул рабочей жидкости на стенках щели. Адсорбируемые молекулы образуют многорядный слой, толщина которого может достигать 10 мкм. Этот слой способен сопротивляться значительным нормальным и сдвигающим нагрузкам. В конечном итоге происходит постепенное уменьшение площади живого сечения рабочего окна, а при малых значениях ω и полное его заращивание. Соответственно уменьшается до нуля и расход жидкости через дроссель. При страгивании с места
запорного элемента дросселя адсорбционный слой молекул разрушается, а первоначальный расход восстанавливается.
Поэтому,чтобыдобитьсямалогорасходавответственных гидросистемах, применяют специальные конструкции дросселей. В таких
дросселях рабочему органу (игле, пробке, диафрагме и т.д.) сообщаются непрерывные вращательные или осциллирующие движения. Благодаря этим движениям на рабочей поверхности проходного окна дросселя не
образуется слоя адсорбированных молекул и не происходит заращивание щели.
Есливдросселепредусмотренавозможностьизмененияего
гидравлического сопротивления в процессе работы, то такой дроссель называется регулируемым
Втаблице4.11представленытехническиехарактеристики гидродросселей типа ПГ77-1.
Таблица 4.11 – Технические характеристики гидродросселей типа ПГ77-1
Параметр Типоразмер
ПГ77-12 ПГ77-14
Условный проход, мм Расход масла, Q, л/мин: 20 80
- максимальный - минимальный 0,06 0,12
Рабочее давление, P, МПа : 20
- номинальное - минимальное 0,5
Перепаддавленийв
дросселе , МПа не менее 0,25
Расходмаслачерез
полностьюзакрытый дроссель, л/мин, не
более 0,05 0,1
Масса , кг 3,9 6,0
Втаблице4.12представленытехническиехарактеристики гидродросселей типа ДР.
Втаблице4.13представленытехническиехарактеристики гидродросселей с обратным клапаном типа ДК.
Таблица 4.12 – Технические характеристики гидродросселей типа ДР
Параметр Типоразмер
ДР-12
ДР-С12 ДР-20
ДР-С20 ДР-32
ДР-С32
Условный проход, мм 12 20 32
Расход масла, л/мин: 40 100 250
- максимальный - номинальный 25 63 160
Рабочее давление, МПа : 32 32 32
- номинальное - минимальное 0,5 0,2 0,3
Утечка из дренажа, л/мин,
не более 0,08 0,12 0,24
Масса, кг 3,0 3,5 6,2
- для дросселей ДР - для дросселей ДР-С 3,7 4,8 7,2
Таблица4.13–Техническиехарактеристикигидродросселейс обратным клапаном типа ДК
Параметр Типоразмер
ДК-12
ДК-С12 ДК-20
ДК-С20 ДК-32
ДК-С32
Условный проход, мм 12 20 32
Расход масла, л/мин: 40 100 250
- максимальный - номинальный 20 63 160
Рабочее давление, МПа : 32 32 32
- номинальное - минимальное 0,5 0,7 0,7
Утечка из дренажа, л/мин,
не более 0,18 0,18 0,24
Масса, кг 5,0 6,8 12,7
Втаблице4.14представленытехническиехарактеристики гидродросселей типа Г77-2.
Г77-2
Таблица 4.14 – Технические характеристики гидродросселей типа
Параметры Типоразмер
Г77-24 Г77-25 Г77-26 Г77-27
Номинальныйрасходрабочей
жидкости, л/мин 70 140 280 560
Номинальное давление, МПа 20
Потеря давления при номинальном
расходе через открытый дроссель, МПа, не более 0,2
Масса, кг, не более 3,6 6,5 35,0 59,5
Недостатком дросселей является неравномерность расхода, вызванная изменением перепада давлений у дросселя.
Для частичного или полного устранения неравномерности расхода применяют регуляторы потока, в которых перепад давлений в дросселе ∆P
во время его работы поддерживается примерно постоянным. Конструктивно этот аппарат состоит из последовательно включенных редукционного клапана и дросселя (рисунок 4.12).

Рисунок 4.12 – Схема регулятора потока: 1 – дроссель; 2 – пружина; 3 – редукционный клапан
Конструктивно этот аппарат состоит из последовательно включенных редукционного клапана и дросселя. Расход жидкости через регулятор устанавливается дросселем 1, а постоянство перепада давления на дросселе – редукционным клапаном 2. При увеличении расхода Q через дроссель увеличивается перепад давлений ∆P = P1 – P2, который вызывает смещение вверх запорно-регулирующего элемента клапана. Проходное сечение уменьшается, и при этом расход на выходе из регулятора будет уменьшен.
Благодаря постоянству перепада давлений у дросселя расход жидкости через регулятор и скорость движения выходного звена гидродвигателя не изменяются при изменении нагрузки.
При работе гидропривода вследствие изменения коэффициента расхода μ, вызванного колебаниями температуры рабочей жидкости,
расход через регулятор все же изменяется. Для серийных конструкций регуляторов это изменение составляет от 10 до 12 %.
Втаблице4.15представленытехническиехарактеристики
двухлинейных регуляторов потока типа МПГ55.
Таблица 4.15 – Технические характеристики регуляторов потока типа МПГ55
Параметр Типоразмер
ПГ55-12М 2МПГ55-12М МПГ55-22М (-32М) МПГ55-14М 2МПГ55-14М МПГ55-24М (-34М) МПГ55-15М МПГ 55-25М
Условный проход, мм 10 20 32
Расход рабочей жидкости, 25 20 25 100 80 100 200 200
л/мин: - номинальный - максимальный 32 - 32 120 - 120 240 240
- минимальный 0,1 0,1 0,04 0,25 0,25 0,09 0,04 0,15
Номинальноерабочее
давление, МПа 6,3 20 20 6,3 20 20 10 20
Максимальное давление на
выходе, МПа 11 20 20 11 20 20 14 20
Расход рабочей жидкости
через полностью закрытый дроссель, л/мин, не более 0,06 0,06 0,03 0,12 0,12 0,07 0,2 0,12
Масса, кг 4,5 5,0 4,5 8,0 8,5 8,0 16,0 15,5
Втаблице4.16представленытехническиехарактеристики регуляторов потока с распределителем и обратным клапаном типа ПГ55.
ПГ55
Таблица 4.16 – Технические характеристики регуляторов потока типа
Параметр Типоразмер
ПГ55-22 ПГ55-24 ПГ55-62 ПГ55-72
Условный проход, мм 10 20 10 10
Расход рабочей жидкости, л/мин: 20 80 20 20
- максимальный - минимальный 0,06 0,12 20 20
Номинальное рабочее давление, МПа 20 20 20 20
Расходрабочейжидкостичерез
полностью закрытый дроссель, л/мин, не более 0,03 0,1 0,08 0,08
Масса, кг 4,5 7,4 6,8 6,8
КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ К ГЛАВЕ 4
Какая контрольно-регулирующая и направляющая аппаратура служит для управления энергией потока в гидроприводе?
Назначение регулирующей гидроаппаратуры.
Назначение направляющей гидроаппаратуры.
Какая гидроаппаратура относится к регулирующей?
Для чего предназначены регуляторы давления?
Вчемзаключаетсяпринципработыпредохранительных клапанов?
Клапанамикакоготипаобеспечиваетсяпоследовательность включения в работу гидродвигателей?
Для чего предназначены редукционные клапаны?
Какая гидроаппаратура относится к регуляторам расхода?
Для чего применяют обратные клапаны?
Для чего служит гидродроссель?
Каково назначение кранового и золотникового гидродросселя?
По каким параметрам выбирается гидроаппаратура?
РАСПРЕДЕЛИТЕЛИ ПОТОКА РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ
В целях изменения направления движения потока рабочей жидкости, а также для осуществления реверса рабочего органа станка или механизма, фиксирования гидродвигателя в заданном положении в системе гидропривода используются распределители потока.
При изготовлении гидрораспределителей в качестве конструктивных материалов применяют стальное литье, модифицированный чугун, высоко- и низкоуглеродистые марки сталей, бронзу. Для защиты отдельных элементов распределителей от абразивного износа, поверхности скольжения цементируют, азотируют и т.п.
Размеры и масса гидрораспределителей зависят от расхода жидкости через них, с увеличением которого они увеличиваются.
По способу присоединения к гидросистеме гидрораспределители выпускают в трех исполнениях: резьбового, фланцевого и стыкового присоединения.
Выборспособаприсоединениязависитотназначения гидрораспределителя и расхода через него рабочей жидкости.
Поконструкциизапорно-регулирующегоэлемента
гидрораспределители подразделяются следующим образом:
Крановые (запорно-регулирующим элементом служит кран). В этих гидрораспределителях изменение направления потока рабочей жидкости достигается поворотом пробки крана, имеющей плоскую, цилиндрическую, коническую или сферическую форму. Крановые гидрораспределители используются чаще всего в качестве вспомогательных в золотниковых распределителях с гидравлическим управлением.
Клапанные (запорно-регулирующим элементом является клапан). В клапанных распределителях изменение направления потока рабочей жидкости осуществляется путем последовательного открытия и закрытия рабочих проходных сечений клапанами (шариковыми, тарельчатыми, конусными и т.д.) различной конструкции.
Золотниковые (запорно-регулирующим элементом является золотник цилиндрической или плоской формы). В золотниковых
гидрораспределителях изменение направления потока рабочей жидкости осуществляется путем осевого смещения запорно-регулирующего элемента.
По числу фиксированных положений золотника гидрораспределители подразделяются: на двухпозиционные, трехпозиционные и многопозиционные.
По управлению гидрораспределители подразделяются на гидроаппараты с ручным, электромагнитным, гидравлическим или электрогидравлическим управлением.
Крановые гидрораспределители
В крановых гидрораспределителях изменение направления потока рабочей жидкости достигается поворотом пробки, имеющей плоскую, цилиндрическую, сферическую или коническую форму.
На рисунке 5.1 показана схема включения кранового распределителя в системе управления силовым цилиндром. Пробка крана имеет два перпендикулярных, но не пересекающихся отверстия. Она может занимать
два и больше угловых положения.
Герметичность кранового гидрораспределителя обеспечивается за счет притирки пробки к корпусу крана. Для кранов с цилиндрической пробкой зазор между пробкой и корпусом принимают равным 0,01 ÷ 0,02 мм. В этих кранах вследствие износа пробки и корпуса зазор между ними, а следовательно, и утечка рабочей жидкости с течением времени увеличиваются, что является недостатком такого распределителя.
Такого недостатка нет в крановых гидрораспределителях с конической пробкой.
Рисунок 5.1 – Схема включения кранового распределителя Недостаткомкрановыхраспределителейявляетсятакже
необходимость разгрузки пробки от статических сил давления, которые прижимают пробку к одной стороне, увеличивая силу трения и затрудняя поворот пробки вокруг оси. По этой причине крановые гидрораспределители применяют в системах с рабочим давлением до 10 МПа.
Чаще всего крановые гидрораспределители применяют в качестве вспомогательных в золотниковых гидрораспределителях с гидравлическим
управлением.
Клапанные распределители
В гидросистемах некоторых машин применяют также клапанные распределители (рисунок 5.2), которые просты в изготовлении и надежны в эксплуатации, а также могут обеспечить высокую герметичность.
Затвора клапанов приводят в действие ручными, механическими и
электротехническими устройствами. Из ручных устройств наиболее распространены клапаны с качающимся рычагом.
Вклапанномраспределителе(рисунок5.2а)внейтральном
(среднем) положении качающегося рычага 1 оба клапана 2 и 3 находятся в своих гнездах; в этом положении клапанов канал b гидродвигателя
отсоединен как от канала a, связанного с насосом, так и от канала c, связанного с баком. При повороте рычага 1 вправо с гидродвигателем соединяется канал a насоса, при повороте влево – канал c бака.

Рисунок 5.2 – Клапанные гидрораспределители: а, б – с качающимся рычагом; в – с кулачковым приводом; г – с электромагнитным приводом
Схема четырехходового клапанного распределителя представлена на рисунке 5.2 б. При повороте рукоятки 1 перемещается та или другая пара клапанов 2 или 3, обеспечивая подвод (отвод) жидкости к соответствующей полости силового цилиндра 4.
Распространенытакжеклапаныскулачковымприводом
(рисунок 5.2 в). На валике 3 находятся четыре кулачка 2, соответствующим образом ориентированные один относительно другого. При повороте валика кулачки воздействуют на штоки соответствующего конусного затвора 1, обеспечивая подвод рабочей жидкости в полости илового цилиндра 5 и ее отвод. В положении, показанном на рассматриваемом рисунке, жидкость от канала, связанного с насосом, поступает через открытый (утопленный) затвор 4 в левую полость силового цилиндра 5 и удаляется в бак из правой полости цилиндра через клапан. Остальные два
затвора находятся в своих седлах. При повороте валика вступают в действие эти затворы, обеспечивая подвод жидкости в правую полость цилиндра 5 и отвод ее из левой полости.
На рисунке 5.2 г представлена схема трехпозиционного клапанного
распределителя прямого действия с двумя клапанами 1 и 4, управляемыми электромагнитами 2 и 3. При выключенных электромагнитах оба клапана прижаты пружинами к своим седлам. При этом магистраль нагнетания перекрыта, а полости гидродвигателя соединены со сливом. При включении электромагнита 2 клапан 1, сжимая пружину, переместится в крайнее левое положение и прижмется к левому седлу. В этом положении одна из полостей потребителя соединится с напорной магистралью. При включенном электромагните 3 и выключенном электромагните 2 сработает клапан 4, соединив вторую полость потребителя с магистралью нагнетания.
Золотниковые гидрораспределители
В золотниковых гидрораспределителях изменение направления потока рабочей жидкости осуществляется осевым смещением запорно- регулирующего элемента. Золотниковые гидрораспределители просты по устройству, многопозиционны, легко управляются, статически уравновешены от осевых сил давления жидкости. Такие гидрораспределители можно классифицировать по следующим признакам:
по числу фиксированных положений золотника;
по числу подводящих линий (ходов);
по управлению;
по числу золотников в гидроаппарате.
Принципработызолотниковогогидрораспределителялегко прослеживается на схеме рисунке 5.3.
Поршни золотника (рисунок 5.3 а) перекрывают отверстия 1, 2; поршень гидроцилиндра фиксируется в заданном положении. При положении поршней золотника, изображенного на рисунке 5.3 б, рабочая
жидкость поступает из насоса через отверстия 4, 1 в поршневую полость гидроцилиндра; поршень перемещается вправо. Рабочая жидкость из поршневой части гидроцилиндра через отверстия 2, 5 уходит в бак. При
смене положения поршней золотника (рисунок 5.3 в) поршень гидроцилиндра перемещается влево.
Почислуфиксированныхположенийзолотника
гидрораспределители подразделяются на двухпозиционные, трехпозиционные, четырех- и многопозиционные.

Рисунок 5.3 – Принципиальная схема работы золотникового распределителя
По числу подводов (линий, ходов) гидрораспределители могут быть двухходовые (двухлинейные); трехходовые (трехлинейные), четырех- и многоходовые.
В соответствии с этим в обозначениях гидрораспределителей первая цифра говорит о числе подводов. Например, из обозначения гидрораспределителя «4/2» можно понять, что он имеет 4 подвода, т.е. он
четырехходовой (четырехлинейный).
Вторая цифра в обозначении говорит о числе позиций. То же обозначение распределителя «4/2» говорит, что у него две позиции.
Примеры обозначения распределителей приведены на рисунке 5.4.

Рисунок 5.4 – Примеры условных обозначений гидрораспределителей:
а – двухпозиционный двухходовой; б – двухпозиционный трехходовой; в – двухпозиционный четырехходовой; трехпозиционный четырехходовой
Двухходовые распределители являются блокировочными: в одном положении золотника гидрораспределитель пропускает поток рабочей жидкости, в другом – блокирует. Такой распределитель, в частности можно применять для разгрузки насоса и всей гидросистемы от давления.
Трехходовой распределитель может быть использован для управления работой гидроцилиндра одностороннего действия (рисунок 5.5).
Четырехходовые гидрораспределители имеют наибольшее распространение в гидросистемах машин. При помощи таких гидроаппаратов каждая из рабочих полостей гидродвигателя может
попеременно соединяться то с линией нагнетания, то с линией слива. Благодаря такому гидрораспределителю имеется возможность осуществить движение исполнительного механизма в обоих направлениях
под действием рабочей жидкости.

Рисунок 5.5 – Пример схемы включения трехходового гидрораспределителя
Устройство ручного трехпозиционного четырехходового гидрораспределителя представлено на рисунке 5.6.

Рисунок 5.6 – Схема ручного трехпозиционного четырехходового гидрораспределителя: 1 – рукоятка; 2 – ушко; 3 – передняя крышка; 4 – отверстие для отвода рабочей жидкости; 5 – отверстие для подвода рабочей жикости; 6 – корпус; 7 – дренажный канал; 8 – задняя крышка; 9 – фиксатор; 10 – золотник; 11 – серьга
Переключение позиций распределителя осуществляется рукояткой 1, которая при помощи ушка 2 шарнирно присоединяется к золотнику 10. С корпусом 6 рукоятка шарнирно соединена с серьгой 11. Для фиксации каждого положения золотника служит шариковый фиксатор 9, помещенный в задней крышке 8. Утечки жидкости по золотнику со стороны передней крышки 3 исключаются манжетным уплотнением. Рабочая жидкость подводится через отверстие 5, а отводится через отверстие 4. Канал 7 – дренажный, служит для отвода утечек.
Гидрораспределители с ручным управлением применяют в машинах ручного управления, когда продолжительность операций в различные циклы неодинакова (так, гидрораспределитель с ручным управлением применяется на лесном погрузчике: оператор переключает золотник механизма подъема челюстей лесопогрузчика лишь после того, как убедится в том, что пачка деревьев лежит на них).
В гидрораспределителях с электромагнитным управлением переключение золотника происходит при помощи одного или двух электромагнитов толкающего типа.
В гидрораспределителях с гидравлическим управлением переключение золотника происходит при помощи рабочей жидкости.
Технические характеристики гидрораспределителей золотникового типа приведены в таблице 5.1.
Таблица5.1–Техническаяхарактеристиказолотниковых гидрораспределителей
Тип Условный проход, мм Номинальное
давление, МПа Номинальный расход, л/мин Число золотников Способ разгрузки
Секционные с ручным управлением
Р 20 16 100 1 – 4 через золотник
Р 32 16 250 1 – 4 через золотник
РС 25 20 160 1 – 6 через золотник
Р50 12 16 50 1 – 6 через клапан
Моноблочные с ручным управлением
26.1401 25 14 180 3 через клапан
Р160 25 16 160 3 через клапан
Р500 40 16 500 1 через золотник
Р12 6 16 12,5 1 через золотник
Р80 16 16 80 2 или 3 через клапан
Секционный с гидравлическим управлением
Р50 12 16 50 1 – 6 через клапан
Моноблочные с гидравлическим управлением
ГГ3 32 32 360 3 через золотник
ГГ4 32 32 360 4 через золотник
Секционный с электрогидравлическим управлением
РЭГ50-3 12 16 50 1 – 6 через клапан
Моноблочный с электрогидравлическим управлением
Р80 16 16 80 2 через клапан
Секционный с электрическим управлением
У7510 8 25 25 1 – 7 через клапан
ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА ГИДРОСИСТЕМ
Гидравлические баки и теплообменники
Гидробаки предназначены для питания гидропривода рабочей жидкостью. Кроме того, через гидробак осуществляется теплообмен между рабочей жидкостью и окружающим пространством; в нем происходит выделение из рабочей жидкости воздуха, пеногашение и оседание механических и других примесей.

Рисунок 6.1 – Гидробак: 1 – указатель масла; 2– всасывающая труба; 3 – крышка; 4 – сапун; 5 – глазок; 6 – сливная труба; 7 – фильтр; 8 – сетчатый фильтр; 9 – заливное
отверстие; 10 – магнитная пробка; 11 – крышка для слива рабочей жидкости; 12 – перегородки (успокоители)
Гидробаки изготавливают сварными из листовой стали толщиной 1 ÷ 2 мм или литыми из чугуна. Форма гидробаков чаще всего прямоугольная. Внутри гидробака имеются перегородки 12, которыми всасывающая труба 2 отделена от сливной 6. Кроме того, перегородки удлиняют путь циркуляции рабочей жидкости, благодаря чему улучшаются условия для пеногашения и оседания на дно гидробака примесей, содержащихся в рабочей жидкости. Лучшему выделению воздуха из рабочей жидкости способствует мелкая сетка, поставленная в гидробаке под углом. Для выравнивания уровня жидкости в гидробаке перегородки имеют отверстия на выоте 50 ÷ 100 мм от дна. Заливку рабочей жидкости производят через отверстие 9 с сетчатым фильтром 8, имеющим ячейки размером не более 0,1 х 0,1 мм. Отверстие для заливки закрывают пробкой.
Для контроля уровня рабочей жидкости в гидробаке служат указатель 1 или смотровой глазок 5.
Для выравнивания давления над поверхностью жидкости в баке с атмосферным давлением служит сапун 4. Возможны случаи, когда давление в гидробаке отличается от атмосферного (избыточное давление или вакуум).
Сливную и всасывающую трубы устанавливают на высоте h = (2 ÷ 3)d от дна бака, а концы труб скашивают под углом 45 °. При этом скос сливной трубы направлен к стенке, а всасывающей – от стенки. Такое
расположение концов труб уменьшает смешивание жидкости с воздухом, взмучивание осадков и попадание примесей во всасывающую гидролинию.
В верхней части сливной трубы может быть установлен фильтр. Дно
гидробака имеет отверстие с крышкой 11 для спуска рабочей жидкости, периодической очистки и промывки гидроемкости. На дне также могут быть установлены магнитные пробки 10 для задержания металлических примесей. Крышка 3 бывает съемной. С гидробаком она соединяется через уплотнитель из маслостойкой резины.
Для определения емкости бака выполняется тепловой расчет, целью которого является:
определение установившейся температуры рабочей жидкости для гидросистем, в которых габариты резервуаров для рабочей жидкости ограничены. При превышении допустимого значения установившейся температуры в гидросистеме предусматривается применение
холодильников. Холодильники применяются также в гидросистемах большой мощности (более 20 ÷ 30 Квт);
определение минимальной емкости гидробака, при которой установившаяся температура нагрева масла не превышала бы допустимое
значение в гидросистемах, в которых габариты резервуаров для рабочей жидкости не имеют строгих ограничений.
С примером теплового расчета можно ознакомиться в источниках
[3, 8].

На практике при выборе объема бака можно руководствоваться
следующими правилами [6]:
для стационарных машин, работающих в помещении без искусственного охлаждения, емкость бака принимается равной 2 ÷ 3 - минутной производительности насосов. Значение этой емкости должно быть не менее утроенного объема масла, циркулирующего в гидросистеме;
для стационарных машин, работающих на открытом воздухе, емкость бака принимается равной не менее минутной производительности насосов и не менее минутного объема масла, циркулирующего в гидросистеме;
для гидросистем транспортных и передвижных лесных машин, работающих на открытом воздухе, емкость бака принимается равной
0,3 ÷ 1,0 -минутной производительности насосов, но не менее 1,5 ÷ 2,0
объемам масла, циркулирующего в гидросистеме.
В процессе эксплуатации гидропривода температура рабочей жидкости не должна превышать 55 ÷ 60 °С и в отдельных случаях 80 °С. Если поддержание температуры в пределах установленной не может быть обеспечено естественным охлаждением, в гидросистеме устанавливают теплообменники.
В гидроприводах применяют два типа теплообменников: с водяным и воздушным охлаждением.
Теплообменникисводянымохлаждениемимеютнебольшие
размеры. В отличие от воздушных, они более эффективны, но требуют дополнительного оборудования для подачи охлаждающей жидкости.
Теплообменники с водяным охлаждением целесообразно применять
в гидроприводах стационарных машин, работающих в тяжелых условиях.
Теплообменники с воздушным охлаждением выполняют по типу автомобильных радиаторов или в виде труб, оребренных для увеличения поверхности теплопередачи. Для увеличения эффективности теплопередачи поверхность теплообменника обдувается воздухом от вентилятора.
Фильтры
Фильтры служат для очистки рабочей жидкости от содержащихся в ней примесей. Эти примеси состоят из посторонних частиц, попадающих в гидросистему извне (через зазоры в уплотнениях, при заливке и доливке рабочей жидкости в гидробак и т.д.), из продуктов износа гидроагрегата и продуктов окисления рабочей жидкости.
Механические примеси вызывают абразивный износ и приводят к заклиниванию подвижных пар, ухудшают смазку трущихся деталей
гидропривода, снижают химическую стойкость рабочей жидкости, засоряют узкие каналы в регулирующей гидроаппаратуре.
Примеси задерживаются фильтрами (рисунок 6.2), принцип работы
которых основан на пропуске жидкости через фильтрующие элементы (щелевые, сетчатые, пористые) или через силовые поля (сепараторы). В первом случае примеси задерживаются на поверхности или в глубине фильтрующих элементов, во втором рабочая жидкость проходит через искусственно создаваемое магнитное, электрическое, центробежное или гравитационное поле, где происходит оседание примесей.

Рисунок 6.2 – Схема фильтрации рабочей жидкости
По тонкости очистки, т. е. по размеру задерживаемых частиц фильтры делятся на фильтры грубой, нормальной и тонкой очистки.
Фильтры грубой очистки задерживают частицы размером до 0,1 мм (сетчатые, пластинчатые) и устанавливаются в отверстиях для заливки рабочей жидкости в гидробаки, во всасывающих и напорных гидролиниях
и служат для предварительной очистки.
Фильтры нормальной очистки задерживают частицы от 0,1 до 0,05 мм (сетчатые, пластинчатые, магнитно-сетчатые) и устанавливаются на напорных и сливных гидролиниях.
Фильтры тонкой очистки задерживают частицы размером менее 0,05 мм (картонные, войлочные, керамические), рассчитаны на небольшой расход и устанавливаются в ответвлениях от гидромагистралей.
В зависимости от мест установки фильтров в гидросистеме различают фильтры высокого и фильтры низкого давления.
Последниеможноустанавливатьтольконавсасывающихили
сливных гидролиниях.
При выборе схемы установки необходимо учитывать многие факторы:
источник загрязнений;
чувствительность элементов гидропривода к загрязнениям;
режим работы машины;
рабочее давление;
регулярность и нерегулярность обслуживания;
тип рабочей жидкости;
условия эксплуатации.
На рисунке 6.3 представлены возможные варианты установки фильтров на всасывающей, напорной и сливной гидролиниях.

Рисунок 6.3 – Схемы включения фильтров: а – на всасывающей гидролинии; б – на напорной гидролинии; в – на сливной гидролинии
Установка фильтров на всасывающей гидролинии обеспечивает защиту всех элементов гидросистемы. Недостатки: ухудшатся всасывающая способность насосов и возможно появление кавитации. Дополнительно устанавливают индикатор, выключающий привод насоса совместно с обратным клапаном, включающимся в работу при недопустимом засорении (рисунок 6.3 а).
Установка фильтров на напорной гидролинии обеспечивает защиту всех элементов, кроме насоса. Засорение может вызвать разрушение фильтрующих элементов. Для этого устанавливают предохранительные клапаны (рисунок 6.3 б).
Установка фильтров на сливной гидролинии наиболее распространена, так как фильтры не испытывают высокого давления, не создают дополнительного сопротивления на всасывающей и напорной
гидролинии и задерживают все механические примеси, содержащиеся в рабочей жидкости, возвращающейся в гидробак. Недостаток такой схемы заключается в создании подпора в сливной гидролинии, что не всегда
является желательным.
В таблице 6.1 приведены технические характеристики фильтров очистки рабочей жидкости различного типа.
Таблица 6.1 – Технические характеристики фильтров
Маркировка Условный
проход, мм Тонкость
фильтрации, мкм Номинальное
давление, МПа Номинальный
расход, л/мин Масса,
кг
1 2 3 4 5 6
Напорные типа ФГМ
1ФГМ32-05 12 5 32 15,5 5,0
1ФГМ32-10 12 10 32 40,0 6,5
1ФГМ32-25 12 25 32 40 13,5
1ФГМ32-40 12 40 32 40 19,5
2ФГМ32-05 20 5 32 25 5,0
2ФГМ32-10 20 10 32 80 6,5
2ФГМ32-25 20 25 32 80 13,5
2ФГМ32-40 20 40 32 100 19,5
3ФГМ32-05 32 5 32 63 5,0
3ФГМ32-10 32 10 32 200 6,5
3ФГМ32-25 32 25 32 200 13,5
3ФГМ32-40 32 40 32 250 19,5
4ФГМ32-05 40 5 32 100 5,0
4ФГМ32-10 40 10 32 320 6,5
4ФГМ32-25 40 25 32 320 13,5
4ФГМ32-40 40 40 32 400 19,5
1ФГМ16-05 12 5 16 16 2,0
1ФГМ16-10 12 10 16 40 2,0
1ФГМ16-25 12 25 16 50 2,0
1ФГМ16-40 12 40 16 63 2,0
2ФГМ16-05 20 5 16 16 3,6
2ФГМ16-10 20 10 16 40 3,6
2ФГМ16-25 20 25 16 50 3,6
2ФГМ16-40 20 40 16 63 3,6
Напорные типа НГ
1НГ-16-10 15 10 16 40 4,2
1НГ-16-25 15 25 16 50 4,2
1НГ-16-40 15 40 16 63 4,2
2НГ-16-10 20 10 16 50 5,8
2НГ-16-25 20 25 16 63 5,8
2НГ-16-40 20 40 16 80 5,8
Щелевые типа Г-41
10-80-1 10 80 6,3 10 2,1
10-80-2 10 80 6,3 10 1,5
16-125-1 10 125 6,3 16 2,1
16-125-1 10 125 6,3 16 1,5
16-80-1 16 80 6,3 16 2,2
16-80-2 16 80 6,3 16 1,5
25-125-1 16 125 6,3 25 2,2
Продолжение таблицы 6.1
1 2 3 4 5 6
25-125-2 16 125 6,3 25 1,5
25-80-1 16 80 6,3 25 4,5
25-80-2 16 80 6,3 25 3,2
40-125-1 16 125 6,3 40 4,5
40-125-2 16 125 6,3 40 3,2
40-80-1 20 80 6,3 40 5,1
40-80-2 20 80 6,3 40 3,6
63-125-1 20 125 6,3 63 5,1
63-125-2 20 125 6,3 63 3,6
Сетчатые типа С42-5
0,04 АС42-51 10 40 0,63 4 0,8
0,04 АС42-52 16 40 0,63 8 0,9
0,04 АС42-53 20 40 0,63 16 1,1
0,04 АС42-54 25 40 0,63 32 1,1
0,08 АС42-51 10 80 0,63 8 0,9
0,08 АС42-52 16 80 0,63 16 0,9
0,08 АС42-53 20 80 0,63 32 1,1
0,08 АС42-54 25 80 0,63 63 1,1
0,16 АС42-51 10 160 0,63 16 0,9
0,16 АС42-52 16 160 0,63 32 0,9
0,16 АС42-53 20 160 0,63 63 1,1
0,16 АС42-54 25 160 0,63 100 1,1
0,04 ВС42-51 10 40 0,63 4 0,8
0,04 ВС42-52 16 40 0,63 8 0,8
0,04 ВС42-53 20 40 0,63 16 1,0
0,04 ВС42-54 25 40 0,63 32 1,2
0,08 ВС42-51 10 80 0,63 8 0,8
0,08 ВС42-52 16 80 0,63 16 0,8
0,08 ВС42-53 20 80 0,63 32 1,0
0,08 ВС42-54 25 80 0,63 63 1,2
0,16 ВС42-51 10 160 0,63 16 0,8
0,16 ВС42-52 16 160 0,63 32 0,8
0,16 ВС42-53 20 160 0,63 63 1,0
0,16 ВС42-54 25 160 0,63 100 1,2
Всасывающие сетчатые ОСТ2 С41-2-80
8-80 8 80 2 0,1
8-160 8 160 2,5 0,1
8-80-2 8 80 2 0,1
8-160-2 8 160 2,5 0,1
10-80 10 80 8 0,1
10-80-2 10 80 8 0,1
10-160 10 160 10 0,1
10-160-2 10 160 10 0,1
20-80 20 80 32 0,3
20-80-2 20 80 32 0,3
Окончание таблицы 6.1
1 2 3 4 5 6
20-160 20 160 40 0,3
20-160-2 20 160 40 0,3
40-80 40 80 125 0,5
40-80-2 40 80 125 0,5
40-160 40 160 160 0,5
40-160-2 40 160 160 0,5
80-80 80 80 320 2,2
80-80-2 80 80 320 2,2
80-160 80 160 400 2,2
80-160-2 80 160 400 2,2
Сепараторы магнитные очистительные типа ФММ
ФММ21 16 0,02-1 1,6 8 1,3
ФММ22 20 0,02-1 1,6 12,5 1,7
ФММ23 25 0,02-1 1,6 25 3,0
ФММ24 32 0,02-1 1,6 50 3,8
ФММ25 50 0,02-1 1,6 100 8,3
ФММ26 63 0,02-1 1,6 200 16,0
ФММ27 100 0,02-1 1,6 400 45,0
Сапуны
Сапун 10 10 10 0,025 0,1
Сапун 16 16 10 0,1 0,1
Сапун 20 20 25 0,5 0,1
Линейные
ФЛГ-1 100 20 0,2 0,6
ФЛГ-100/200 100 20 0,2 0,6
Сливные
ЗФС10 32 10 100 6,0
ЗФС25 32 25 160 6,0
ЗФС40 32 40 200 6,0
Гидравлические аккумуляторы
Гидравлическим аккумулятором называется гидроемкость, предназначенная для аккумулирования энергии рабочей жидкости, находящейся под давлением, с целью последующего использования этой энергии в гидроприводе. В зависимости от носителя потенциальной энергии гидроаккумуляторы подразделяют на грузовые, пружинные и пневматические (рисунок 6.4).

Рисунок 6.4 – Гидроаккумуляторы: а – грузовой; б – пружинный; в – пневмогидравлический с упругим разделителем
Грузовой аккумулятор (рисунок 6.4 а) состоит из цилиндра 1, плунжера 2 и груза 3 весом 2G. При зарядке плунжер поднимается (происходит увеличение потенциальной энергии), при разрядке – опускается. Давление разрядки постоянно, но громоздкость ограничивает их применение.
Пружинный аккумулятор (рисунок 6.4 б) состоит из цилиндра 2,
поршня 1, пружины 3, помещенной в корпусе 4. Зарядка и разрядка происходит через отверстие 5. Они компактны, но есть недостаток – неравномерность давления в начале и в конце цикла разрядки, малый полезный объем.
Пневмогидравлический аккумулятор (рисунок 6.4 в) с упругим разделителем состоит из баллона 1 и эластичной диафрагмы 2, закрепленной в верхней части аккумулятора. Зарядку газом производят через отверстие 4, а рабочей жидкостью через отверстие 3. Верхняя часть заполняется газом до начального давления PН, соответствующего минимальному рабочему Pmin в гидросистеме. Рабочая жидкость заполняет нижнюю часть до давления Pmax, равного максимальному давлению в гидросистеме. Газ сжимается также до давления Pmax. Когда давление в гидросистеме станет меньше Pmax, рабочая жидкость вытесняется из
гидроаккумулятора. Кольцо 5 предохраняет диафрагму от продавливания и повреждения. Достоинства: не требует частой подзарядки газом; безынерционен; пригоден к эксплуатации после длительного перерыва в работе и устанавливается в любом положении.
Гидроаккумуляторы поддерживают на заданном уровне давление, компенсируют утечки, сглаживают пульсацию давления, создаваемую насосами, выполняют функцию демпфера, предохраняют систему от
забросов давления, вызванных наездом машин на дорожные препятствия. Также используются для достижения большей скорости холостого хода при совместной работе с насосами.
Пример схемы включения гидроаккумулятора представлен на рисунке 6.5.

Рисунок 6.5 – Схема включения гидроаккумулятора для компенсации утечек: 1 – распределитель; 2 – предохранительный клапан непрямого действия; 3 – дроссель; 4, 8 – обратный клапан; 5 – гидроаккумулятор; 6 – гидроцилиндр;
7 – реле давления
В схеме на рисунке 6.5 гидроаккумулятор 5 выполняет функцию компенсатора утечек и поддерживает постоянным давление в гидроприводе машины для удержания груза. При холостом ходе штока гидроцилиндра насос клапаном 2 разгружен, а требуемое давление в рабочей полости гидроцилиндра 6 поддерживается гидроаккумулятором. Обратный клапан 8 в этой схеме блокирует аккумулятор от линии слива при разгруженном насосе. Распределитель 1 управления клапаном 2 включается от реле давления 7, которое настраивают на рабочее давление. Дроссель 3 служит для регулирования расхода при разрядке аккумулятора.
Зарядка аккумулятора происходит через обратный клапан 4 в процессе выполнения полезной работы гидроцилиндром.
По сравнению с безаккумуляторным рассмотренный гидропривод имеет меньшие габарит, массу и может быть более экономичным, так как
потребляемаянасосоммощностьбудетменьшезасчетуменьшения времени работы насоса под нагрузкой.
Техническиехарактеристикигидроаккумуляторовприведеныв
таблице 6.2.
Таблица 6.2 – Технические характеристики гидроаккумуляторов
Тип Номинальное
давление, МПа Вместимость, л Примечание
150.37.044 – 1 10 0,16 Пружинный
АП60.000 – 01 10 6,3 Пружинный
80 – 4609010 10 0,118 Пружинный
80 – 4609070 10 0,118 Пружинный
АПГ 1.16.000 10 1,0 Мембранный
Гидрозамки
Гидрозамком называется направляющий гидроаппарат, предназначенный для пропускания потока рабочей жидкости в одном направлении при отсутствии управляющего воздействия, а при наличии управляющего воздействия – в обоих направлениях.
По числу запорно-регулирующих элементов гидрозамки могут быть одно- и двухсторонними.
Одностороннийгидрозамок(рисунок6.6)имееттолкатель3,
запорно-регулирующий элемент 1 и нерегулируемую пружину 2, которые образуютподобие обратного клапана. У одностороннего гидрозамка выполнено три подвода, соединенные с тремя полостями гидрозамка А, Б и У. При подаче рабочей жидкости под давлением в полость А (рисунок 6.6 а) открывается запорно-регулирующий элемент 1, и жидкость начинает свободно проходить в полость Б (рисунок 6.6 б). Управляющее воздействие отсутствует, т.е. в полость У давление жидкости не подается.
ПриподводерабочейжидкостикполостиБклапанзакрыт
(рисунок 6.6 в). Однако если одновременно с этим подвести жидкость к полости У (подать управляющее воздействие), то толкатель 3, перемещаясь вверх, откроет запорно-регулирующий элемент. В этом случае жидкость будет свободно проходить из полости Б в полость А (рисунок 6.6 г), пока будет присутствовать управляющее воздействие в полости У.
Односторонние гидрозамки применяются для блокировки движения выходного звена гидродвигателя в одном направлении. Для блокировки выходного звена в двух направлениях применяются двухсторонние гидрозамки (рисунок 6.7).

Рисунок 6.6 – Схема одностороннего гидрозамка: а – подача рабочей жидкости к полости А; б – течение жидкости из полости А в полость Б; в – подача рабочей жидкости в полость Б; г – течение жидкости из полости Б в полость А при наличии управляющего воздействия
Двухсторонний гидрозамок (рисунок 6.7) имеет в своем корпусе два запорно-регулирующих элемента 1, две нерегулируемые пружины 2, а между ними плавающий толкатель 3 (рисунок 6.7 а). При подводе рабочей жидкости под давлением к каналу А открывается запорно-регулирующий элемент 1, и жидкость свободно поступает в канал В и далее к гидродвигателю (например в поршневую полость гидроцилиндра). Одновременно с этим толкатель 3 гидрозамка перемещается вправо и открывает второй запорно-регулирующий элемент, обеспечивая пропуск жидкости (например, от штоковой полости гидроцилиндра) из канала Г в канал Б и далее в сливную магистраль.

Рисунок 6.7 – Схема двухстороннего гидрозамка: а – нейтральное положение; б – положение толкателя при подводе давления в канал А; в – положение толкателя при подводе давления в канал В
Аналогично гидрозамок работает при реверсе движения выходного звена гидродвигателя. Если жидкость под давлением не подводится ни к одному из каналов (А или В), то рабочие элементы 1 снова занимают положение, указанное на рисунке 6.7 а. Полости гидродвигателя блокируются от слива, тем самым блокируя выходное звено гидродвигателя от перемещений.
При установке гидрозамков необходимо учитывать их конструктивное исполнение (тип), способ нагружения выходного звена гидродвигателя, а также место размещения при этом дросселей с обратными клапанами – до или после гидрозамка. Дроссели с обратными клапанами свободно пропускают поток рабочей жидкости на подъем рабочего органа и ограничивают расход рабочей жидкости и соответственно скорость рабочего органа при его опускании (рисунок 6.8).

Рисунок 6.8 – Схемы установки одностороннего гидрозамка: а – без дросселя с обратным клапаном; б – с дросселем и обратным клапаном
Если в схеме привода гидроцилиндра грузоподъемного механизма с гидрозамком не будет установлен дроссель с обратным клапаном (рисунок
6.8 а), то при перемещении золотника гидрораспределителя в позицию
«опускание» в гидролинии насоса и управления гидрозамком создается давление, достаточное для открытия гидрозамка. После его открытия рабочая жидкость из штоковой полости гидроцилиндра поступает на слив, и шток опускается под действием внешней нагрузки F. При этом скорость перемещения штока гидроцилиндра может превысить скорость, обусловленную подачей насоса. Тогда давление в противоположной (поршневой) полости гидроцилиндра и в гидролинии управления уменьшается, запорный элемент гидрозамка под действием пружины закрывается и движение прекращается. Затем давление в напорной гидролинии и в гидролинии управления снова возрастает, и гидрозамок открывается. Таким образом, происходят прерывистое движение рабочего органа и пульсация давления.
Для исключения этого явления между гидрозамком и гидроцилиндром рекомендуется устанавливать дроссель с обратным
клапаном (рисунок 6.8 б), сопротивление которого при опускании штока создает давление, необходимое для открытия обратного клапана
гидрозамка и поддержания его в том положении.
Давление управления для гидрозамков составляет от 0,02 МПа (минимальное давление срабатывания ненагруженного клапана) до 32 МПа.
В гидросистемах мобильных машин наибольшее применение получили односторонние гидрозамки с коническим запорным элементом, имеющие условный проход 16, 20, 25 и 32 мм.
Технические характеристики односторонних гидрозамков типа КУ
приведены в таблице 6.3.
Таблица 6.3 – Технические характеристики односторонних гидрозамков типа КУ
Параметр Типоразмер
М-1КУ12/320 М-2КУ12 3/ 20 М-3КУ12/320 М-4КУ12 3/ 20 М-1КУ20 3/ 20 М-2КУ20/320 М-3КУ20 3/ 20 М-4КУ20/320 М-1КУ32/320 М-2КУ32 3/ 20 М-3КУ32/320 М-4КУ32 3/ 20
Условный проход, мм 10 20 32
Давление нагнетания
на входе, МПа:
номинальное
максимальное 32
35
Давление на сливе,
МПа, не более 32
Расход рабочей
жидкости, л/мин:
номинальный
максимальный 40
80 100
400 100
175 250
400
Масса, кг 2,6 8,9 3,9 8,4
Технические характеристики односторонних гидрозамков типа П78 приведены в таблице 6.4.
Таблица 6.4 – Технические характеристики гидрозамков типа П78
Параметр Типоразмер
П786Б П786А П788Б П788А
Условный проход, мм 12 8
Максимальное давление нагнетания
на входе, МПа: 32
Давление управления, МПа 0,3 – 13 0,2 – 10
Максимальный расход рабочей
жидкости, л/мин: 125 25
Масса, кг 2,2 2,0 1,2 1,0
Техническиехарактеристикимодульных гидрозамковтипа ГЗМ приведены в таблице 6.5.
Таблица 6.5 – Технические характеристики гидрозамков типа ГЗМ
Параметр Типоразмер
ГЗМ-6/3 ГЗМ-6/3А ГЗМ-6/3В ГЗМ-10
Условный проход, мм 6 10
Давление нагнетания на входе, МПа: 32
- номинальное - максимальное 35
Максимально допустимое давление
на выходе, МПа, не более 32
Расход рабочей жидкости, л/мин: 12,5 63,0
- номинальный - максимальный 30,0 100,0
Масса, кг 1,08 0,92 2,2
6.5Средства измерения
В процессе эксплуатации гидроприводов применяют средства измерения, имеющие нормированные метрологические свойства и предназначенные для нахождения значений физических величин, характеризующих работу этих гидроприводов.
Применяемые средства измерения характеризуются ценой деления, абсолютной погрешностью и классом точности.
Ценаделенияшкалы–разностьзначенийвеличин,
соответствующих двум соседним отметкам шкалы прибора.
Абсолютная погрешность – разность между показанием прибора и истинным значением измеряемой величины.
Класс точности – обобщенная характеристика средств измерения, определяемая отношением максимально допустимой погрешности ∆ к конечному значению n шкалы прибора, выраженным в процентах, т.е.
K 100% .
n
При эксплуатации и испытаниях гидроприводов и отдельных гидроагрегатов измеряют давление, расход и температуру рабочей жидкости, скорость движения, усилия, крутящие моменты, развиваемые на выходных звеньях гидродвигателей.
Измерение давления. Для измерения избыточного давления применяют манометры. Манометры по своему назначению подразделяются на приборы общего назначения (типа М, МТ, ОБМ) и
образцовые (типа МО). Рабочие манометры и общего назначения имеют класс точности 1; 1,5; 2,5 и 4. Образцовые манометры имеют более высокие класс точности (0,15; 0,25; 0,4), их применяют для поверки манометров общего назначения и в испытательных стендах.
По принципу действия манометры подразделяются на жидкостные, грузопоршневые, деформационные и электрические.
Жидкостныеманометрыприменяютдляизмеренийнебольших
давленийи чаще всего представляют собой стеклянную трубку, присоединенную к резервуару (рисунок 6.9).

Рисунок 6.9 – Жидкостный манометр
Грузопоршневые манометры (рисунок 6.10), состоящие из цилиндра
1и поршня 2, преобразуют давление рабочей жидкости в усилие, развиваемое поршнем.

Рисунок 6.10 – Грузопоршневой манометр Деформационныеманометры(рисунок6.11)получилив
гидроприводе наибольшее распространение. Принцип их работы основан
на зависимости деформации чувствительного элемента (мембраны,
трубчатой пружины, сильфона) от измеряемого давления.

Рисунок 6.11 – Деформационные манометры: а – мембранный; б – мембранный с двойной мембраной; в – с консольной балкой; г – сильфонный; 1 – мембрана;
2, 4 – активный и компенсирующий тензорезистор; 3 – консольная балочка
В мембранных манометрах давление со стороны рабочей жидкости передается на мембрану (рисунок 6.11 а, б, в). На мембране установлены тензорезисторы 2, которые изгибаясь вместе с мембраной изменяют свое электрическое сопротивление. Изменение сопротивления регистрируется электрическими приборами и преобразуется в показания значения соответствующего давления.
В сильфонных манометрах (рисунок 6.11 г) давление рабочей жидкости приводит к растяжению гофрированной упругой трубки пропорционально давлению.
Мембранный и сильфонные манометры предназначены для измерения небольших давлений.
Пружинныйманометр(рисунок6.12)имеетпружинуввиде
изогнутой латунной трубки (трубка Бурдона) 1 эллиптического поперечного сечения. Верхний конец трубки запаян, а нижний припаян к штуцеру 2, через который манометр присоединяется в гидросистему. При заполнении трубки рабочей средой под давлением она стремится выпрямиться. Через рычажный механизм 3, усиливающий деформацию трубки, перемещение ее свободного конца передается на стрелку 4, расположенную по центру шкалы прибора. Пружинные манометры просты по конструкции, ими можно измерять давление в широком диапазоне.

Рисунок 6.12 – Пружинный манометр: а – схема; б – внутреннее устройство
Шкала всех манометров градуируется в паскалях или мегапаскалях. На старых образцах давление указывается в кгс/см2.
На шкале наносится заводское обозначение; класс точности; номер ГОСТ; год выпуска; номер манометра и название рабочей среды
(жидкость, пар, газ), в которой измеряется давление.
Электрические манометры (рисунок 6.13) применяют для непрерывного измерения мгновенного значения давления в комплекте с осциллографами.

Рисунок 6.13 – Электрические манометры: а – с трубкой Бурдона; б – тонкостенный цилиндрический датчик с наклеенными тензодатчиками;
в – с манганиновой проволокой; г – пьезоэлектрический; 1 – трубка Бурдона;
2 – тензодатчики; 3 – тонкостенный стакан; 4 – манганиновый датчик; 5 – узкая щель; 6 – корпус; 7 – заливка эпоксидной смолой; 8 – пьезоэлектрический датчик;
9 – перегородка
Чувствительным элементом электрических манометров может служить трубка Бурдона (рисунок 6.13 а) или тонкостенный полый стакан (рисунок 6.13 б) с наклеенными на их стенки тензодатчиками.
Датчики с манганиновой проволокой (рисунок 6.13в), электрическое
сопротивление которой меняется при объемном сжатии, применяются для замера давления.
Длязамерапульсацийдавленияприменяютпьезоэлектрические
датчики(рисунок6.13г),регистрирующиетолькодинамическую составляющую давления.
Измерение расхода. Для определения подачи рабочей жидкости используют расходомеры. По принципу действия различают расходомеры: счетчиковые, струйные, электромагнитные, ультразвуковые, тахометрические (рисунок 6.14), а также основанные на перепаде давления и др.

Рисунок 6.14 – Схемы расходомеров: а – струйный; б – ультразвуковой; в – турбинный; г – тепловой; 1 – мембрана; 2 – неподвижный электрод;
3 – трубопровод; 4 – направляющая; 5 – корпус; 6 – подшипник; 7 – турбина; 8 – успокоитель; 9 – преобразователь сигнала; 10 – излучатель сигнала;
11 – дополнительный излучатель; 12 – приемник; 13 – дополнительный приемник; 14 – пластина; 15 – термопара; 16 – теплоизоляция; 17 – нагреватель
В струйных расходомерах (рисунок 6.14 а) на пути рабочей жидкости в трубопроводе 3 располагается некоторое препятствие типа плоской мембраны 1, отклонение которой α является функцией скорости струи, а регистрирующий ток – функцией взаимного положения мембраны 3 и неподвижного электрода 2.
Ультразвуковые расходомеры (рисунок 6.14 б) работают на основе ультразвуковых колебаний. Благодаря эффекту Доплера частота и фаза
ультразвукового сигнала, проходящего от излучателя 11 к приемнику 13, будет изменяться в функции скорости протекания рабочей жидкости. Введение дополнительной пары излучатель 10 – приемник 12 обеспечивает
компенсацию температурной нестабильности.
Тахометрические турбинные расходомеры (рисунок 6.14 в) работают с малогабаритными электронными преобразователями. В таком расходомере поток рабочей жидкости приводит во вращение турбину, каждый проход лопасти которой наводит импульс ЭДС в обмотке индукционного преобразователя. Скорость потока определяется через частоту электрических импульсов на выходе преобразователя путем как непосредственного измерения, так и выводом на цифровые приборы или преобразованием в аналоговый сигнал. Такими расходомерами можно измерять расходы до 360 л/мин.
Тепловой неконтактный расходомер применяется для определения подачи насосом рабочей жидкости без разборки гидросистемы (рисунок 6.14 г). Он имеет стабилизированный источник питания (СИП), датчик и измерительный прибор (ИП). СИП обеспечивает питание нагревателя и ИП, включающий в себя дифференциальную термопару, позволяет определить скорость потока рабочей жидкости по разности температур входящего потока рабочей жидкости и нагревателя.
Измерение температуры. Температуру рабочей жидкости в гидроприводах измеряют термометрами, которые по принципу действия делятся на термометры расширения, сопротивления и теплоэлектрические. При диагностировании гидроприводов наибольшее распространение получили термометры расширения, имеющие границы измерений от – 60 до + 250 °С.
Измерение крутящего момента на валах гидромашин определяют балансирными динамометрами или торсионометрами, первые из которых получили наибольшее распространение. Балансирные динамометры бывают электрические, тормозные, гидравлические и механические.
7ТРУБОПРОВОДЫ
Функциональная связь гидроагрегатов в гидроприводах осуществляется с помощью трубопроводов различной конструкции. Несмотря на относительную простоту этих элементов, от их правильного выбора во многом зависит надежность работы гидропривода.
В гидроприводах обычно имеется:
всасывающая гидролиния, по которой рабочая жидкость поступает к насосу;
напорная гидролиния, то есть участок движения жидкости от насоса к объемному гидродвигателю;
сливная гидролиния, по которой происходит движение рабочей жидкости от объемного гидродвигателя в гидробак;
гидролиния управления, по которой рабочая жидкость движется к устройствам управления и регулирования;
дренажная гидролиния, предназначенная для отвода утечек рабочей жидкости от гидроагрегатов в гидробак.
Основной характеристикой трубопровода является его внутренний диаметр (условный проход). Исходными параметрами для определения внутреннего диаметра трубопровода являются: рабочее давление, развиваемое выбранным насосом PН; подача насоса QН при этом давлении; скорости движения во всасывающем и напорном трубопроводах.
Внутренний диаметр трубопровода (условный проход) определяется по формуле:
DУ 
4QН
πυ

,(7.1)
гдеQН – подача насоса;
– значенияскоростейдвижениявсоответствующих гидролиниях.
Опыт проектирования и эксплуатации гидроприводов позволил определить экономически приемлемые и технически допустимые скорости движения рабочей жидкости в гидролиниях:
для всасывающих гидролиний ВС = 0,5 ÷ 2 м/с;
для сливных линии СЛ = 2 м/с;
для гидролиний управления УП = 5 м/с;
для напорных гидролиний Н = 6 м/с.
В связи с повышением качества изготовления гидролиний скорость рабочей жидкости в напорных линиях допускается принимать в зависимости от рабочего давления в следующих пределах [4]:
давление, МПа 2,5 5,0 10,0 15,0
скорость, м/c 3 ÷ 10 4 5 ÷ 6 8 ÷ 10
При выборе внутреннего диаметра трубопровода необходимо учитывать соответствие его значений стандартному ряду ГОСТ 8734-75 (8; 10; 12; 20; 25; 32; 40; 50; 63; 80 мм).
После определения значения условного прохода DУ в соответствии с ГОСТ необходимо уточнить фактическую скорость движения рабочей жидкости в трубопроводах.
Фактическая скорость движения в трубопроводе может быть определена по формуле
υ4QН

,(7.2)
У
ФπD2
гдеФ – фактическая скорость во всасывающем трубопроводе; QН – расход ( производительность насоса );
DУ – условный проход всасывающего трубопровода, принятый по ГОСТу.
В системе гидропривода применяют жесткие и гибкие трубы. Наиболее употребительны: жесткие трубы стальные бесшовные холодно- деформируемые при DУ < 30 мм; горячекатанные – при DУ > 30 мм. Материал таких труб – сталь 10 и сталь 20.
Для дренажных линий и линий управления с давлением до 6 МПа применяют тонкостенные трубы медные, из алюминиевых сплавов – при давлениях до 0,64 МПа и винилпластовые трубы – при давлениях до 0,6 МПа.
В случае применения стальных или медных труб необходимо произвести расчет этих труб на прочность. Расчет на прочность сводится к
определению толщины стенок , рассчитываемой по формуле
δ PDУ ,(7.3)

гдеP – максимальное давление рабочей жидкости;
– допускаемое напряжение материала трубы на разрыв; DУ – внутренний диаметр трубопровода.
Допускаемое напряжение принимается для труб:
из стали 20, 35, 40= 400 ÷ 500 МПа;
из цветных металлов и сплавов = 200 ÷ 250 МПа.
Если расчетное значение оказалось малым, то, учитывая возможность внешних механических повреждений, это значение в любом случае не следует выбирать менее 0,8 ÷ 1,0 мм для цветных металлов и 0,5 мм – для стали.
Гибкие трубопроводы применяют для соединения элементов гидропривода, которые расположены на подвижных частях и могут
перемещаться относительно друг друга.
В качестве гибкого трубопровода в основном применяют резинотканевые шланги, называемые рукавами высокого давления (РВД) . В зависимости от количества металлических оплеток рукава высокого давления делятся на три типа:
I тип – с одной металлической оплеткой, рассчитанной на давление до 20 МПа;
II тип – с двойной оплеткой, рассчитанной на давление до
30 МПа;
III тип – с тройной оплеткой, применяемой для высоких давлений при внутреннем диаметре до 40 МПа.
Основные размеры РВД приведены в ГОСТ 6286 – 73.
Для заданных условий работы гидросистемы гибкие трубопроводы могут быть выбраны в специальной литературе.
Рукава навивочной конструкции типов РВД-20, РВД-25, РВД-32 применяются в гидросистемах с рабочим давлением 16 ÷ 25 МПа при
работе на маслах МГ-15В, МГ-46Б, И-20А, И-30А в температурном диапазоне 50 ÷ 100 °С.
При монтаже гидролиний необходимо соблюдать следующие требования:
не допускаются вмятины на трубах и искажение их цилиндричности;
радиус изгиба жестких трубопроводов должен соответствовать условию: R (4 ÷ 6)dН, где dН – наружный диаметр трубы;
радиус изгиба рукавов зависит от типа рукава и в среднем принимается из соображений: R (12 ÷ 18)dВ, где dВ – внутренний
диаметр трубопровода;
присоединение трубопроводов к вращающимся узлам гидропривода должно производиться с помощью специальных шарнирных соединений, имеющих одну, две и более степеней свободы.
ПОТЕРИ НАПОРА (ДАВЛЕНИЯ) В СИСТЕМЕ ГИДРОПРИВОДА
При движении жидкости по трубопроводам гидропривода, а также при прохождении жидкости через контрольно-регулирующую аппаратуру происходят потери напора. Поэтому давление выбранного насоса должно быть достаточным для обеспечения необходимого усилия и преодоления потерь напора, возникающих в трубопроводах, клапанах, дросселях и т.д.
СуммарныепотеридавлениявгидросистемегидроприводаP
определяются по зависимости
P = ТР М Г,(8.1)
гдеТР – потери давления при трении движущейся рабочей жидкости в трубопроводах;
М – потеридавлениявместныхсопротивлениях трубопроводов;
Г – потери давления в гидроаппаратуре.
При этом потери давления на трение, в свою очередь, определяются по формуле
PТР
γλ
lυ

,(8.2)
2
DУ2g
где– объемный вес рабочей жидкости;
– коэффициент сопротивления трения;
DУ – внутренний диаметр трубопровода (условный проход);
l – длина участка трубопровода без местных сопротивлений;
–скоростьдвижениярабочейжидкостинарассматриваемом участке;
g – ускорение свободного падения.
Дляопределениякоэффициентасопротивлениятрения предварительно определяется число Рейнольдса
Re 
υDУ


,(8.3)
где– кинематический коэффициент вязкости жидкости.
При Re > ReКР режим движения является турбулентным, при Re < Reкр – ламинарным. Величина критического числа Рейнольдса зависит от конструктивной формы канала, наличия внешних возмущений и т.д. Значение критического числа ReКР для некоторых конструктивных форм трубопровода, применяемых в гидроприводе, при практических расчетах можно принимать в соответствии с таблицей 8.1.
Таблица 8.1 – Значения критических чисел Рейнольдса
Форма канала ReКР
Круглые гладкие трубы 2320
Гибкие шланги 1600
Окна цилиндрических золотников 260
Плоские и конусные клапаны 20 ÷ 100
Распределительные краны 550 ÷ 570
При ламинарном режиме движения коэффициент определяется по следующим формулам:
для гладких труб и шлангов без резких сужений и изгибов
λ 75
Re

;(8.4)
для гибких рукавов длиной до 700 мм
λ 85
Re

;(8.5)
для труб со вмятинами, уменьшающими сечение на 40 ÷ 50 %
λ 155 .(8.6)
Re
При турбулентном режиме при значениях критерия Рейнольдса 2300 < Re < 10000, коэффициент сопротивления для металлических труб может быть определен по формуле Блазиуса:
для медных и латунных труб
λ 0,3164 ;(8.7)
Re0,25
для стальных шероховатых труб
⎛
λ 0,06⎜⎜
0,314

⎟⎟

,(8.8)
⎝DУ ⎠
где– высотавыступовшероховатости(абсолютная шероховатость), определяемая в соответствии с таблицей 8.2.
При развитом турбулентном режиме движения, то есть при Re > 10000 коэффициент сопротивления для стальных труб определяется по формуле
2
λ 1
⎛3,7D⎞
⎜2logУ ⎟


.(8.9)
⎝⎠
Таблица 8.2 – Абсолютная шероховатость для трубопроводов из различных материалов
Материал труб Значение ,
мм
Чугунное литье 0,25
Стальные холоднотянутые и холоднокатаные 0,04
Стальные горячекатаные 0,04
Медные, латунные, свинцовые 0,0015-0,01
Алюминиевые и из алюминиевых сплавов, холоднотянутые 0,0015-0,06
Стеклянные 0,0015-0,01
Рукава и шланги резиновые 0,03
В вышеприведенной формуле (8.1) потери давления в местных сопротивлениях определяются из соотношения
P
γζb υ
2
ММ2g ,(8.10)
где М – коэффициент местного сопротивления, численное значение которого может быть определено из справочной и учебной литературы [1, 6]; некоторые значения коэффициентов местных сопротивлений приведены в таблице 8.3;
b – поправочный коэффициент, приближенно учитывающий при ламинарном режиме зависимость коэффициентов местного сопротивления от критерия Re. При турбулентном режиме коэффициент М не зависит от числа Re и поэтому коэффициент b = 1,0. Значение коэффициента b может быть определено по графику (рисунок 8.1).

Рисунок 8.1 – Зависимость поправочного коэффициента b = f(Re)
При определении местных потерь давления считают, что гидравлическая схема гидропривода известна, тогда тип и число местных сопротивлений можно определить на каждом отдельном участке гидропривода по схеме. При этом необходимо учитывать все повороты трубопроводов, изменение сечения трубопроводов, установку контрольно- регулирующей и распределительной аппаратуры, вспомогательных элементов гидропривода.
Таблица 8.3 – Значения коэффициентов местных сопротивлений для клапанов и соединений
Тип сопротивления М
Распределитель золотниковый 3 – 5
Обратный и предохранительный клапаны 2 – 3
Дроссель 2 – 2,2
Самозапирающаяся муфта 1 – 1,5
Редукционный клапан 3 – 5
Фильтр 2 – 3
Внезапное расширение (вход в гидробак) 0,8 – 0,9
Внезапное сужение (выход из гидроцилиндра) 0,5 – 0,7
Штуцер, переходник 0,1 – 0,15
Колено с закруглением на 90° при соотношениях: 0,131
- r/R =0,1 - r/R =0,2 0,138
- r/R =0,3 0,158
- r/R =0,4 0,206
- r/R =0,5 0,294
- r/R =0,6 0,440
- r/R =0,7 0,661
- r/R =0,8 0,997
- r/R =0,9 1,408
- r/R =1,0 1,978
Резкий поворот трубы при углах поворота: 0,046
- 20° - 40° 0,139
- 60° 0,364
- 80° 0,740
- 90° 0,985
- 100° 1,260
- 120° 1,861
- 140° 2,431
Для Т-образных тройников 0,5 – 1,5
Примечания: r – радиус трубопровода; R – радиус поворота трубопровода
Потери рабочего давления при прохождении рабочей жидкости через контрольно-регулирующую, распределительную и вспомогательную аппаратуру Г определяются в соответствии с принятой схемой гидропривода. Величина потерь давления в гидроаппаратуре принимается из их технических характеристик или определяется расчетом местных потерь давления в гидроаппаратуре. Для этого необходимо учесть коэффициент местных сопротивлений гидроаппаратуры (таблица 8.3).
При расчете местных потерь давления можно объединить коэффициенты местных сопротивлений трубопроводов и гидроаппаратуры и получить общие результаты или считать отдельно.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ КПД ГИДРОПРИВОДА И ФАКТИЧЕСКОГО УСИЛИЯ НА ШТОКЕ ГИДРОЦИЛИНДРА
Зная величину гидравлических потерь P, можно определить фактическое давление на поршень гидроцилиндра:
PЦ = PН – P,(9.1)
т.е. фактическое давление на поршень гидроцилиндра будет меньше давления, развиваемого насосом.
Потери давления в системе гидропривода оцениваются гидравлическим КПД:

ηГ 

PН  P


,(9.2)
гдеPН – давление, развиваемое насосом; PЦ – давление в гидроцилиндре.
Обычносреднеерасчетноезначение Г колеблетсяв пределах
0,85 0,95.
Объемные потери в гидроприводе происходят вследствие утечек жидкости через зазоры в элементах гидропривода. Примером объемных потерь может служить утечка жидкости в рабочем цилиндре между стенками цилиндра и плунжером, утечка жидкости в насосе, золотнике.
Общие потери жидкости в гидросистеме складываются из потерь в насосе qН , потерь в цилиндре гидродвигателя qЦ, потерь в золотнике qЗ:
Q = qН + qЦ + qЗ.(9.3)
Каждый из перечисленных видов потерь можно выразить через утечку, которая представляет величину утечки в л/мин, отнесенную к давлению в 1 МПа:
Q = н·Pн + ц·Pц + з·Pз,(9.4)
где Н – удельная утечка жидкости в насосе, Н = 0,03 ÷ 0,05 л/мин на
1 МПа;
Ц – удельнаяутечкажидкостивгидроцилиндре,
Ц = 0,0013 ÷ 0,0016 л/мин на 1 МПа;
З – удельнаяутечкажидкостивзолотнике,
З = 0,0015 ÷ 0,0017 л/мин на 1 МПа;
PН – рабочее давление, развиваемое насосом; PЦ – давление в гидроцилиндре;
PЗ – давление в золотнике, принимаемое равным давлению PЦ.
Потери расхода в гидросистеме могут быть оценены объемным КПД
ηQН Q
Q
О.(9.5)
Н
Среднее значение объемного КПД колеблется в пределах (0,9 ÷ 0,98).
Полный КПД гидропривода определяется по формуле
η ηГ ηО ηМ ,(9.6)
где Г – гидравлический КПД гидропривода, учитывающий гидравлические потери в насосе, гидродвигателе, трубопроводе (определяется по формуле (9.2));
О – объемный КПД гидропривода, учитывающий потери жидкости в насосе, гидроцилиндре, трубопроводе (определяется по формуле (9.5));
м – механический КПД гидропривода, учитывающий потери мощности на преодоление сил трения в сальниках, манжетах, цилиндрахнасоса и гидродвигателя, рассчитываемый по соотношению
ηМ ηМН ηМЦ ,(9.7)
где, в свою очередь,
МН – механический КПД насоса, равный (0,80 ÷ 0,90);
МЦ – механический КПД гидроцилиндра, определяемый по формуле
ηFЦ
FТР
F
МЦ,(9.8)
Ц
гдеFТР–суммарноеусилиетрениявгидроцилиндре
(определяемое в разделе 2.4.2);
FЦ –усилие,развиваемоегидроцилиндром,которое определяется по формуле
FЦ PЦ
πD2
4

,(9.9)
гдеD – внутренний диаметр гидроцилиндра.
После определения потерь давления в системе гидропривода и действительного давления в гидроцилиндре, можно рассчитать фактическую силу, передаваемую поршнем гидроцилиндра рабочему органу машины:
при подаче рабочей жидкости в поршневую полость (толкающее усилие)
FФтолк
PН
πD2
4
η ,(9.10)
при подаче рабочей жидкости в штоковую полость (тянущее усилие)
FФтян

PН
πD2 d2 
4

η ,(9.11)
гдеd – диаметр штока;
– полный КПД гидропривода.
Если принятые параметры элементов гидропривода обеспечивают соотношение FФ > F, надежная работа гидропривода обеспечена; в противном случае (FФ < F) необходимо произвести перерасчет параметров гидропривода.
КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ К ГЛАВАМ 4 – 9
Какаягидроаппаратураслужитдляизменениянаправления движения потока рабочей жидкости?
Какклассифицируютсягидрораспределителипоспособу управления?
Принцип работы кранового гидрораспределителя.
Покакимпризнакамклассифицируютсязолотниковые гидрораспределители?
Каково назначение двухходового гидрораспределителя?
Какподразделяютсягидрораспределителипоспособу управления?
По каким параметрам выбираются гидрораспределители?
Какиефункциивыполняютобратный,редукционные, предохранительные клапаны?
Какиеэлементыобъемногогидроприводаотносятсяк
вспомогательным устройствам?
Принцип работы и назначение гидрозамка.
Каковыисходныепараметрыдляопределениявнутреннего диаметра трубопровода гидропривода?
Допустимыескоростидвижениярабочейжидкостив гидролиниях.
Почему скорости движения рабочей жидкости в гидролиниях имеют ограничения?
В каких случаях применяют гибкие трубопроводы?
Виды потерь давления в системе гидропривода.
Какопределяютместныепотеридавлениявсистеме гидропривода?
Почемувсистемегидроприводавозникаютпотерирабочей жидкости?
Как определяется КПД гидропривода?
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
Справочное пособие по гидравлике, гидромашинам и гидроприводам / Я. М. Вильнер [и др.]. – Минск : Вышейшая школа, 1985.
– 382 с.
Гулидов, С. В. Расчет объемного гидропривода / С. В. Гулидов, М. Ф. Мячин. – Ленинград : ЛТА, 1982. – 28 с.
Лебедев, Н. И. Объемный гидропривод машин лесной промышленности : учебное пособие для вузов. – 2-е изд. / Н. И. Лебедев. – М. : Лесная пром-ть, 1986. – 296 с.
Багин, Ю. И. Справочник по гидроприводу машин лесной промышленности / Ю. И. Багин. – М. : Экология, 1993. – 352 с.
Корпачев, В. П. Основы расчета и выбора элементов объемного
гидропривода / В. П. Корпачев, Л. И. Малинин, Б. Г. Сизов. – Красноярск :
СТИ, 1983. – 46 с.
Осипов, П. Е. Гидравлика, гидравлические машины и гидропривод / П. Е. Осипов. – М. : Лесная пром-сть, 1981. – 424 с.
Каверзин, С. В. Обеспечение работоспособности гидравлического привода при низких температурах / С. В. Каверзин, В. П. Лебедев, Е. А. Сорокин. – Красноярск, 1997. – 240 с.
Каверзин, С. В. Курсовое и дипломное проектирование по гидроприводу самоходных машин : учебное пособие / С. В. Каверзин. – Красноярск : ПИК «Офсет», 1997. – 384 с.
Каверзин, С. В. Сборник задач по гидравлике и гидравлическому приводу / С. В. Каверзин. – Красноярск : КГТУ, 1999. – 35 с.
Корпачев,В.П.Основыпроектированияобъемного
гидропривода : учебное пособие для студентов, обучающихся по специальности 250401 Лесоинженерное дело / В. П. Корпачев, В. И. Дитрих, И. В. Губин. – Красноярск : СибГТУ, 2006. – 143 с.
Хорош, А. И. Гидрооборудование лесных машин : учебное пособие для студентов специальности 150405.65 Машины и оборудование лесного комплекса всех форм обучения. Часть 1 / А. И. Хорош, И. А. Хорош. – Красноярск : СибГТУ, 2009. – 280 с.
Марутов, В. А. Гидроцилиндры. Конструкции и расчет / В. А. Марутов, С. А. Павловский. – М. : Машиностроение, 1966. – 172 с.
Донвард – гидравлические системы [электронный ресурс]. –
Режим доступа : http://donvard.novastar.su/Сибтехноком [электронный ресурс]. – Режим доступа : http://www.sibtehnokom.ru/ООО ПКФ «Гидромаш-Юг» [электронный ресурс]. – Режим доступа : http://gidromash-yug.ru/Образовательный ресурс по гидравлике и гидропневмоприводу
[электронный ресурс]. – Режим доступа : http://gidravl.comГидропривод.Основыикомпоненты:учебныйкурспо гидравлике. Том 1 / Х. Экснер [и др.]. – Эрбах Германия : Бош Рексрот АГ.
– 322 с.
18. Галдин, Н. С. Основы гидравлики и гидропривода : учебное пособие /
Н. С. Галдин. – Омск: Изд-во СибАДИ, 2006. – 145 с.

Приложение А (справочное) – Основные определения и зависимости гидравлики и гидропривода
Таблица А.1 – Основные определения и зависимости гидравлики и объемного гидропривода
Наименование Определения и зависимости
1 2
Плотность жидкости Масса жидкости в единице объема: ρ = m/V
Удельный вес Вес жидкости в единице объема: γ = G/V, γ = ρg
Сжимаемость Свойство жидкости изменять свою плотность (объем) при
изменении давления и (или) температуры
Вязкость Свойствожидкостиоказыватьсопротивлениеот
носительному движению (сдвигу) частиц жидкости
Динамический коэффициент вязкости Коэффициент пропорциональности µ, входящий
в выражение закона трения Ньютона: τ dυ ,
dy
где τ – касательное напряжение (удельная сила трения) на элементарной площадке, лежащей на поверхности соприкасающихся слоев движущейся жидкости;

– производная скорости слоев жидкости по нормали y
dy
к рассматриваемым слоям жидкости (градиент скорости)
Кинематический коэффициент вязкости Величина ν, равная отношению динамического коэффициента
ν μ
вязкости µ к плотности жидкости ρ:
ρ
Живое сечение Поперечноесечениепотокаω,перпендикулярноек
направлению движения жидкости
Смоченный периметр Длина контура живого сечения χ, на которой жидкость
соприкасается с твердыми стенками
Гидравлический радиус Величина, равная отношению площади живого сеченияS к
смоченному периметру χ, т. е. R ω
χ
Расход Количество жидкости, протекающей через живое сечение в единицу времени:
объемный расход Q V , где V – объем;
t
t – время;
массовый расход M ρQ , где m – масса

Продолжение таблицы А.1
1 2
жидкости; ρ – плотность;
- весовой расход GG γQ ,
gt
где γ – удельный вес жидкости; G – вес жидкости
Давление Величина, определяемая силой, приходящейся на единицу
поверхности (при равномерно распределенной нагрузке) P F ,
S
где F – сила, нормальная к поверхности; S – площадь поверхности
Средняя скорость потока Скорость, с которой должны были бы двигаться все частицы
жидкости через данное живое сечение, чтобы сохранился расход, соответствующий действительному распределению скоростей в
этом же живом сечении υ Q , где – средняя скорость потока;
ω
Q – расход жидкости; ω – площадь живого сечения
Уравнение неразрывности потока (сохранения расхода) Уравнение выражает постоянство расхода жидкости, проходящей
через каждое сечение вдоль потока:
Q ω1υ1 ω2 υ2 const ,
где ω – площадь живого сечения; — средняя скорость потока в сечении
Уравнение Бернулли При установившемся движении жидкости уравнение Бернулли,
записанное для двух сечений потока (первое сечение начальное), имеет вид:
Pα υ2Pα υ2
z 1 1 1 z 2 2 2 h ,
1ρg2g2ρg2gω
где z – геометрическая высота центра тяжести сечения;
P – давление в центре тяжести сечения; ρ – плотность жидкости; g – ускорение свободного падения; – средняя скорость потока; α – коэффициент Кориолиса;
hω – потери напора в потоке между первым и вторым сечениями
Число Рейнольдса (критерий режима движения) Безразмерная величина Rе, характеризующая режим движения
жидкости и равная отношению произведения средней скорости  и гидравлического радиуса сечения R к кинематическому
коэффициенту вязкости ν, т.е. Re υR .
ν
При круглом сечении трубопровода с внутренним диаметром d:
Re υd
ν

Продолжение таблицы А.1
1 2
Значение числа Рейнольдса, соответствующее переходу
ламинарного режима движения жидкости в турбулентный и турбулентного в ламинарный, называют критическим числом Рейнольдса
Турбулентный режим движения Хаотичное, беспорядочное движение жидкости с
пульсацией скоростей, давлений и перемешиванием ее частиц
Ламинарный режим
движения Струйчатое, слоистое, упорядоченное движение
жидкости без перемешивания ее частиц
Местное сопротивление Гидравлическое сопротивление движению потока
жидкости, вызывающее изменение скорости жидкости по величине или направлению и возникающее на участках резкого изменения конфигурации потока (поворот, сужение, расширение, задвижка, клапан, дроссель, распределитель и т.д.)
Сопротивление по длине Гидравлическое сопротивление движению потока
жидкости, вызываемое вязкостью и перемешиванием частиц жидкости на участие рассматриваемой длины без учета влияния местных сопротивлений
Потери напора в местном сопротивлении Потери напора hм (удельной энергии потока) на преодоление местных сопротивлений. Определяются по
υ2
формуле Вейсбаха: hМ ζ,
2g
где ζ – коэффициент местного сопротивления;
– средняя скорость жидкости;
g – ускорение свободного падения.
Потери давления ∆PМ в местном сопротивлении равны
∆PМ = hМ·ρg, где ρ – плотность жидкости
Потери напора по длине Потери напора hl (удельной энергии потока) на преодоление сопротивлений по длине. Определяются по
l υ2
формуле Дарси-Вейсбаха: hl λ d 2g ,
где λ – коэффициент Дарси (коэффициент гидравлического трения, коэффициент путевых потерь); l – длина трубопровода; d – внутренний диаметр трубопровода; – средняя скорость потока жидкости;
g – ускорение свободного падения
Коэффициент местного сопротивления Безразмерная величина ζ, равная отношению потери
напора к скоростному напору. Зависит от вида местного сопротивления
Коэффициент Дарси
(коэффициент путевых потерь, коэффициент гидравлического трения) Безразмерная величина λ, учитывающая влияние режима
движения жидкости, средней скорости, размеров потока, вязкости жидкости, шероховатости стенок трубопровода и других факторов на величину потерь напора по длине
Продолжение таблицы А.1
1 2
Объемный гидропривод Привод, в состав которого входит гидравлический механизм, в
котором жидкость находится под давлением с одним или несколькими объемными гидродвигателями
Гидроустройство Техническое устройство, предназначенное для выполнения
определенной самостоятельной функции в объемном гидроприводе посредством взаимодействия с рабочей жидкостью
Гидросистема Совокупность гидроустройств, входящих в состав объемного
гидропривода
Объемная гидромашина Гидроустройство, предназначенное для преобразования
механической энергии в энергию потока рабочей жидкости (или наоборот) в процессе попеременного заполнения рабочей камеры рабочей жидкостью и вытеснения ее из рабочей камеры
Насос Машина для создания потока жидкой среды
Жидкая среда Капельная жидкость, которая может содержать твердую или газовую фазу
Объемный насос Насос,вкоторомжидкаясредаперемещаетсяпутем
периодического изменения объема занимаемой ею камеры, попеременно сообщающейся со входом и выходом насоса
Насосный агрегат Агрегат, состоящий из насоса или нескольких насосов и
приводящего двигателя, соединенных между собой
Рабочая камера объемной гидромашины Пространство объемной гидромашины, ограниченное рабочими
поверхностями деталей, периодически изменяющее свой объем и попеременно сообщающееся с местами входа и выхода рабочей жидкости
Гидроаппарат Гидроустройство, предназначенное для управления потоком
рабочей жидкости. Под управлением потоком рабочей жидкости понимается изменение или поддержание заданных значений давления или расхода рабочей жидкости либо изменение направления, пуск и останов потока рабочей жидкости
Кондиционер рабочей жидкости Гидроустройство,предназначенноедляобеспечения
необходимых качественных показателей и состояния рабочей жидкости
Гидроемкость Гидроустройство, предназначенное для содержания рабочей
жидкостисцельюиспользованияеевпроцессеработы объемного гидропривода
Гидролиния Гидроустройство,предназначенноедлядвижениярабочей
жидкости или передачи давления от одного гидроустройства к другому
Модульное гидроустройство Гидроустройство, соединяющееся с другими гидроустройствами
при помощи каналов, выведенных на две параллельные плоскости, по которым происходит стыковка с другими гидроустройствами
Продолжение таблицы А.1
1 2
Насосный гидропривод Объемныйгидропривод,вкоторомрабочаяжидкость
подается в объемный гидродвигатель насосом, входящим в состав этого привода
Гидропривод
поступательного движения Объемный гидропривод, гидродвигателем которого является
гидроцилиндр
Гидропривод
вращательного движения Объемный гидропривод, гидродвигателем которого является
гидромотор
Гидропривод с
разомкнутым потоком Насосный гидропривод, в котором рабочая жидкость от
объемного гидродвигателя поступает в гидробак
Гидропривод с
замкнутым потоком Насосный гидропривод, в котором рабочая жидкость от
объемного гидродвигателя поступает на вход насоса
Объемный гидродвигатель Объемнаягидромашина,предназначеннаядля
преобразованияэнергиипотокарабочейжидкостив механическую энергию выходного звена
Гидроцилиндр Объемныйгидродвигательсвозвратно-поступательным
движением выходного звена
Поворотный
гидродвигатель Объемныйгидродвигатель с ограниченнымповоротным
движением выходного звена
Гидромотор Объемный гидродвигатель с неограниченным вращательным
движением выходного звена
Регулируемый
гидромотор Гидромотор с изменяемым рабочим объемом
Рабочий объем
гидромотора Разность наибольшего и наименьшего значений объемов
рабочих камер гидромотора за один оборот выходного звена
Нерегулируемый
гидромотор Гидромотор с постоянным рабочим объемом
Запорно-регулирующий элемент гидроаппарата Под запорно-регулирующим элементом понимается
подвижная деталь или группа деталей гидроаппарата, при перемещении которой частично или полностью перекрывается рабочее проходное сечение
Гидроклапан Гидроаппарат, в котором размеры рабочего проходного
сеченияизменяютсяотвоздействияпотокарабочей жидкости, проходящей через гидроаппарат
Гидроаппарат не
клапанного действия Гидроаппарат, в котором размеры рабочего проходного
сечения изменяются от внешнего управляющего воздействия
Регулирующий гидроаппарат Гидроаппарат, который управляет давлением, расходом и
направлением потока рабочей жидкости путем частичного открытия рабочего проходного сечения
Направляющий гидроаппарат Гидроаппарат, который управляет пуском, остановкой и направлением потока рабочей жидкости путем полного
открытия или полного закрытия проходного сечения
Окончание таблицы А.1
1 2
Гидроаппарат прямого действия Гидроклапан, в котором размеры рабочего проходного
сечения изменяются в результате непосредственного воздействия потока рабочей жидкости на запорно- регулирующий элемент
Гидроклапан непрямого действия Гидроклапан, в котором размеры рабочего проходного
сечения изменяются основным запорно-регулирующим элементом в результате воздействия потока рабочей жидкости на вспомогательный запорно-регулирующий элемент
Гидроклапан давления Регулирующийгидроаппарат,предназначенныйдля
управления давлением рабочей жидкости.
Напорный гидроклапан Гидроклапан давления, предназначенный для ограничения
давления в подводимом к нему потоке рабочей жидкости
Предохранительный клапан Напорныйгидроклапан,предназначенныйдля
предохраненияобъемногогидроприводаотдавления, превышающего установленное
Гидродроссель Гидроаппарат управления расходом, предназначенный для
создания сопротивления потоку рабочей жидкости
Направляющий гидрораспределитель Направляющий гидроаппарат, предназначенный для
управления пуском, остановкой и направлением потока рабочей жидкости в двух или более гидролиниях в зависимости от наличия внешнего управляющего воздействия
Всасывающая гидролиния Гидролиния, по которой рабочая среда движется к насосу из
гидробака – в гидроприводе с разомкнутым потоком, либо от распределителя или непосредственно от объемного гидродвигателя – в гидроприводе с замкнутым потоком
Напорная гидролиния Гидролиния, по которой рабочая среда под давлением
движется от насоса, гидроаккумулятора или гидромагистрали к объемному гидродвигателю и другим гидроустройствам
Сливная гидролиния Гидролиния, по которой рабочая жидкость движется в
гидробак от объемного гидродвигателя или гидроаппарата
Гидролиния управления Гидролиния,покоторойрабочаясредадвижетсяк
гидроустройствам для управления ими
Дренажная гидролиния Гидролиния, по которой отводятся утечки рабочей жидкости
Приложение Б (справочное) – Условные обозначения гидравлических элементов
Таблица Б.1 – Условные обозначения гидравлических элементов

Продолжение таблицы Б.1

Продолжение таблицы Б.1

Продолжение таблицы Б.1

Продолжение таблицы Б.1

Продолжение таблицы Б.1

Окончание таблицы Б.1

Приложение В (справочное) – Примеры расчетных схем объемного гидропривода

Рисунок В.1 – Механизм надвигания пилы в раскряжевочной установке

Рисунок В.2 – Механизм перемещения штанговой пилы

Рисунок В.3 – Механизм подъема и опускания стрелы валочно- пакетирующей машины

Рисунок В.4 – Гидроцилиндр левого борта топлякоукладчика

Рисунок В.5 – Гидроцилиндр перемещения каретки лесопогрузчика

Рисунок В.6 – Привод гидроцилиндров активного полуприцепа тракторов

Рисунок В.7 – Гидроцилиндр стрелы челюстного погрузчика

Рисунок В.8 – Цилиндры снегоочистителя валочной машины

Рисунок В.9 – Гидроцилиндр приемного стола окорочного станка

Рисунок В.10 – Привод опускания стрелы машины

Рисунок В.11 – Мультипликатор гидроцилиндров зажимных рычагов

Рисунок В.12 – Гидроцилиндр подъема и опускания стрелы

Рисунок В.13 – Гидроцилиндр поворота стрелы челюстного погрузчика

Рисунок В.14 – Гидроцилиндр подъема и опускания рукояти
Приложение Г (справочное) – Задание на курсовую работу
Министерство образования и науки РФ
ФГБОУ ВПО «Сибирский государственный технологический университет»
Кафедра использования водных ресурсов
ЗАДАНИЕ
На выполнение курсовой работы по теме: Расчет объемного гидропривода
Факультет
Студенту
Рабочее усилие на штоке гидроцилиндра F =кН;
Ход поршня S =мм;
Скорость движения рабочего органа v =м/с;
Общая длина трубопроводов L =м, в том числе напорного трубопровода LН =м.
Напорный трубопровод имеетрезких поворотов наградусов и
колена с закруглением на 90° при соотношении r/R =.
Колебаниетемпературыокружающейсредысоставляетот
до°С.
Требуется: составить и описать принципиальную гидравлическую схему, определить основные параметры гидравлического привода с возвратно- поступательным движением рабочего органа.
Задание выдано «»20г.
Приложение Д (справочное) – Примерная структура курсовой работы
Титульный лист
Бланк задания
Введение
Выбор и описание принципиальной гидравлической схемы
Выбор рабочей жидкости
Выбор рабочего давления
Приближенный расчет основных параметров гидроцилиндра
Уточненный расчет основных параметров гидроцилиндра
Расчет гидроцилиндра на устойчивость
Выбор насоса
Выборнеобходимойгидроаппаратуры(всоответствиис принятой принципиальной схемой)
Расчет трубопроводов
Определение КПД гидропривода
Определение фактической нагрузки на рабочем органе
Определение необходимой емкости гидравлического бака
Заключение
Библиографический список

165
Василий Петрович Корпачев Андрей Александрович Андрияс Александр Иванович Пережилин
ОСНОВЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ОБЪЕМНОГО ГИДРОПРИВОДА
Учебное пособие
Отв. редактор И.В. Губин Редактор РИЦ Л.М. Буторина
Подписано в печать 1.10.2012
Формат 60×84 1/16.
Уч.-изд. л. 10,25
Тираж 150 экз. Заказ №
Редакционно-издательский центр СибГТУ
660049, г. Красноярск, пр. Мира, 82
факс (391) 211-97-25
телефон (391) 227-69-90

Приложенные файлы

  • docx 759344
    Размер файла: 10 MB Загрузок: 0

Добавить комментарий