Выбор номинального давления

По значению номинального давления различают гидравлические системы:

а) низкого давления (до 2,0 МПа) — для холостых ходов вспомогательных механизмов (тормозов, гидроусилителей и др.);

б) среднего давления (от 2 до 6,3 МПа) — для привода насосов, вентиляторов и др.;

в) высокого давления (от 6,3 до 20 МПа) — для привода ходовых систем самоходных сельскохозяйственных машин и др.;

г) сверхвысокого давления (от 20 МПа до 30МПа) — для привода ходовых колес уборочных комплексов, зерноуборочных комбайнов и др.

В сельхозмашиностроении гидросистемы имеют номинальное давление 16 МПа. В последнее время при проектировании гидроприводов имеется тенденция к увеличению рабочего давления, так как это позволяет при малых габаритах насосов и гидродвигателей получить большую мощность, а при той же мощности — меньшие габариты и вес конструкции. Но при этом следует иметь ввиду, что при больших давлениях (более 25 МПа) повышаются требования к применяемым материалам, уплотнениям и жесткости конструкции и т. д.

При выборе гидравлической схемы с питанием гидроцилиндров и гидромоторов от общего насоса следует иметь ввиду, что многие гидромоторы, выпускаемые промышленностью, работают при сравнительно невысоких давлениях и поэтому давление перед гидродросселем должно мало отличаться от давления перед гидромотором. В противном случае для снижения давления в магистрали гидромотора приходиться использовать дроссель или редукционный клапан, что увеличит гидравлические потери и снизит КПД гидропривода. Если применение высокого давления перед гидромоторами почему-либо неизбежно, то следует перейти к двухпоточной системе и для питания каждой группы гидродвигателей предусмотреть свой автономный насос.

Номинальное давление определяется рядом значений по ГОСТ 6540-94 (МПа: 0,63; 1,0; 1,6; 2,5; 6,3; 10; 16; 20; 25; 32; 40; 50; 63).

Рабочие жидкости для гидросистем
сельскохозяйственных машин

Жидкость гидропривода является рабочим элементом, позволяющим передавать энергию от насоса к гидравлическому двигателю. Рабочие жидкости объемных гидроприводов должны иметь хорошие смазывающие свойства по отношению к материалам трущихся пар и уплотнений, малое изменение вязкости в диапазоне рабочих температур, высокий модуль упругости, малую упругость паров и высокую температуру кипения, быть нейтральным к материалам гидравлических агрегатов и защитным покрытиям, а также обладать высокой механической стойкостью, стабильностью характеристик в процессе хранения и эксплуатации.

Выбор марки минерального масла определяется температурными условиями, режимом работы гидропривода и его номинальным давлением, которым должно соответствовать важнейшее физическое свойство масла — вязкость. Завышение или занижение вязкости масла приводит к ухудшению эксплуатационных свойств гидропривода.

Для гидроприводов с легким режимом работы и меньшим номинальным давлением следует применять масла с меньшей вязкостью, чем для гидроприводов с тяжелым режимом работы и большим номинальным давлением. Так, при давлении 7…20 МПа следует применять масло с кинематическим коэффициентом вязкости ν = 0,2…0,4 см²/с, при температуре 50 ºС.

В зависимости от типа насоса, применяемого в гидроприводе, можно рекомендовать рабочие жидкости:

§ для аксиально-поршневых насосов, вязкость масла: минимальная ν = 0,06…0,08 см²/с и максимальная ν = 18…20 см²/с;

§ для роторно-пластинчатых насосов, вязкость масла: минимальная ν = 0,1…0,12 см²/с и максимальная ν = 35…45 см²/с;

§ для шестеренных насосов, вязкость масла: минимальная ν = 0,16…0,18 см²/с и максимальная ν = 45…50 см²/с.

Характеристики рабочих жидкостей для систем гидроприводов приведены в приложении 1.

Выбор гидродвигателей.

Гидродвигатели возвратно-поступательного движения
(силовые гидроцилиндры)

Основными параметрами, по которым выбираются гидродвигатели возвратно-поступательного движения, являются:

— номинальное усилие на штоке гидроцилиндра, H;

 — ход поршня гидроцилиндра, м;

 — скорость движения поршня, исходя из требований выполнения технологического процесса.

При выборе гидроцилиндра по развиваемому усилию  следует соблюдать условие:

где  — усилие на рабочем органе сельскохозяйственной машины, определяется из исходных данных, H;

 — усилие, которое может развивать гидроцилиндр.

Технические данные гидроцилиндров приведены в приложении 2.

После этого гидроцилиндр следует проверить на  и .

Определение диаметра гидроцилиндра или давления в полостях гидроцилиндра осуществляется в зависимости от направления действия рабочего усилия. При работе штока на сжатие (выталкивание штока) (рисунки 9.1, а и г) рабочая жидкость под давлением  подается в поршневую полость и создает на штоке усилие , при этом в штоковой полости возникает сила сопротивления, вызванная противодавлением .

Рисунок 9.1 — Расчет гидроцилиндра:

а, б — противодействующая нагрузка; в, г — попутная нагрузка;
а, г — шток работает на выталкивание; б, в — шток работает на втягивание

В этом случае следует использовать зависимость:

,                       (9.1)

где  — заданное рабочее усилие;

 — рабочее давление на входе;

 — давление в штоковой полости,  = 0,3…0,5 МПа, можно принять предварительно (или определить потери в сливной линии);

φ — коэффициент мультипликации, который определяется по формуле:

,                             (9.2)

или можно принять в расчетах φ= 1,33 или 1,65.

— механический КПД гидроцилиндра, значение которого приведены в таблице 9.2.

Таблица 9.2 — Значение механического КПД гидроцилиндров
в зависимости от вида уплотнения и диаметра