Гидравлический расчёт объёмного гидропривода

[Введите текст]

В последние годы на строительных, дорожных и путевых машинах все более широкое применение находит объемный гидропривод, под которым понимают совокупность устройств, служащих для управления и приведения в движение рабочих органов машин посредством жидкости, находящейся под давлением.

Его основные достоинства:

1) независимость расположения узлов гидропривода и возможность разветвления мощности за счет передачи жидкости по трубопроводам. Использование шлангов высокого давления позволяет располагать элементы гидропривода на взаимно перемещающихся частях машин, что создает удобства в общей компоновке машин;

2) простота преобразования вращательного движения в поступательное. Система насос — гидроцилиндр позволяет легко осуществить указанное преобразование;

3) возможность бесступенчатого регулирования скоростей и усилий на рабочем органе машины, что позволяет использовать машину в наиболее рациональном режиме;

4) простота реверсирования исполнительного органа машины, которое достигается без изменения направления вращения приводного двигателя;

5) компактность, особенно ощутимая при высоких давлениях в системе гидропривода;

6) простота предохранения приводного двигателя и исполнительного органа машины от перегрузок (достигается установкой предохранительного клапана в гидравлической системе);

7) стандартизация и унификация элементов гидропривода, удешевляющие производство и облегчающие эксплуатацию машин.

Основные недостатки:

1) низкий к.п.д. гидропривода по сравнению с механической передачей;

2) зависимость характеристик гидропривода от температуры окружающей среды, влияющей на вязкость рабочей жидкости;

3) необходимость в повышенной точности изготовления отдельных элементов гидропривода с целью уменьшения утечек рабочей жидкости через уплотнения и зазоры.

Объемный гидропривод нашел применение на экскаваторах, погрузчиках, бульдозерах, скреперах, автогрейдерах и других строительных и дорожных машинах. Хорошим примером применения объемного гидропривода является авиационная техника.

Основная цель курсовой работы состоит в получении студентами навыков в гидравлическом расчете объемных гидроприводов, что является творческим процессом, при котором поиск оптимального решения часто требует рассмотрения ряда вариантов.

Задание и исходные данные для расчёта

Требуется рассчитать гидропривод отвала бульдозера в соответствии с аксонометрической схемой, приведенной на рис. 1.

Рис. 1 — 1 — бак для рабочей жидкости; 2 — насос; 3 — предохранительный клапан; 4 — гидроцилиндры; 5 — распределитель; 6 — фильтр для очистки рабочей жидкости; 7 — обратный клапан; 8 — 16 — трубопроводы Длины участков трубопроводов равны:

l8 = 0,85 м.; l9,16 = 1,6 м.; l10,15 = 7,5 м.; l 11,12,13,14 = 1,55 м.

Необходимое усилие на отвале G =61,3 кН.

Длина хода поршня L = 800 мм.

Время рабочего цикла гидропривода t =23 с.

В качестве рабочей жидкости принять: АМГ — 10 плотность с=850кг/м3; вязкость при 50єС и атмосферном давлении н=10−5м2/с; предел рабочих температур -50 — +60єС.

Принципиальная схема объёмного гидропривода

Принципиальная схема выполняется в графических условных обозначениях согласно ГОСТ 2.780−68, 2.781−68 и 2.782−68.

Рис. 2 — 1 — бак для рабочей жидкости; 2 — насос; 3 — предохранительный клапан; 4 — гидроцилиндры; 5 — распределитель; 6 — фильтр для очистки рабочей жидкости; 7 — обратный клапан

Определение расчетных выходных параметров гидропривода

Выходными параметрами гидропривода в данном случае являются усилия на штоке гидроцилиндра и скорость штока при рабочем ходе, а в совокупным выходным параметром является мощность гидропривода. Поскольку гидропривод имеет два гидроцилиндра, работающих в одинаковых условиях, необходимое усилие на штоке каждого гидроцилиндра составит Поскольку при движении жидкости в трубопроводе происходят потери давления и кроме того имеется противодавление (штоковая полость — на слив) и трение в уплотнениях штока и поршня, то при определении расчётного усилия Fp необходимо ввести коэффициент запаса по условию kз.у. Принимая коэффициент запаса по усилию kз.у.= 1,20, вычисляем расчетное значение усилия

Fp = kз. у •F=1,20•30,65=36,78кН.

Исходя из условия устойчивости, определяем минимальный диаметр штока где k — коэффициент, учитывающий характер заделки концов стержня; k=2;

L — длина штока в верхнем положении;

Е — модуль упругости материала штока; для стали: Е=2,1•105МПа.

Таким образом, получаем:

Скорость движения поршня при рабочем ходе связано с временем рабочего цикла зависимостью:

где Lдлина хода поршня;

vраб — скорость рабочего хода;

vхолскорость холостого хода;

?t — время на переключение распределителя в крайнем положении поршня (при ручном управлении? t= 0,5−1,0 с).

Отношение vхол к vраб равно:

где Sц — площадь поперечного сечения цилиндра; Sштплощадь поперечного сечения штока; D — внутренний диаметр гидроцилиндра;

d — диаметр штока;

ц — отношение активных площадей поршневой и штоковой полостей гидроцилиндра.

.

Подставляя последнее выражение в формулу для рабочего цикла, получаем:

При проектировании объёмного гидропривода применяют унифицированные устройства. Для подбора гидроцилиндра используют отраслевую нормаль ОН 22−176−69.

В соответствии с нормалью ОН 22−176−69 принимаем dмин = 50 мм и с учетом L = 800 мм выбираем ц = 1,65.

Скорость рабочего хода поршня при? t = 1,0с определяем по формуле:

Принимая коэффициент запаса по скорости равным kз.с. == 1,10, получаем:

vp = kз.с. • vраб = 1,10•6,12 = 6,73 см / с.

Расчетная мощность гидропривода составит:

Назначение величины рабочего давления и выбор насоса

Величина рабочего давления в системе назначается на основе практических рекомендаций.

Таблица 1

При назначении рабочего давления рекомендуют выбирать более высокие значения. Величину рабочего давления можно регулировать настройкой предохранительного клапана.

По величине Fp = 36,78 кН принимаем давление в системе равным р=10 МПа. При этом давлении расчетная производительность насоса составит На строительных и дорожных машинах чаще всего применяют шестеренчатые и аксиально-поршневые гидромашины.

Таблица 2

На основе значений р и Qp выбираем насос.

По формуле для расхода насоса оцениваем число оборотов.

гидропривод давление насос Если расход мал можно понизить давление предохранительным клапаном следовательно увеличить расход.

На основе значений р и Qp выбираем насос марки НШ-32 с числом оборотов п = 1200 об/мин.

Производительность насоса равна

QH = з0•V0•n = 0,90•31,7•1200=34 236см3/мин=34,2л/мин, что близко к Qp.

Насос приводится во вращение двигателем через редуктор, при расчете которого следует учесть, чтобы он при сниженных оборотах двигателя (в момент перегрузки) обеспечивал указанное число оборотов вала насоса.

Таким образом, принят насос НШ-32 с п = 1200 об/мин, рн = 10 МПа и Qн = 34,2 л/мин = 570 см3/с.

Предохранительный клапан в системе настраиваем на давление насоса, т. е. рн = 10 МПа.

Определение диаметров трубопроводов

В соответствии со схемой работы гидропривода определяем расходы на участках. Диаметры трубопроводов 11,12, 13, 14 рассчитываем из условия пропуска половинного расхода насоса, остальные трубопроводы рассчитываем на пропуск расхода насоса.

Внутренние диаметры трубопроводов определяются на основе уравнения

Q=Sтр•vрек где Q — расход на данном участке;

Sтр — площадь поперечного сечения трубопровода;

vрек — рекомендуемая скорость движения жидкости в трубопроводе.

На основе этой формулы легко получить расчетную формулу для внутреннего диаметра:

Величины расходов на участках устанавливаются на основе намеченной схемы работы гидропривода, которая определяет, в какой последовательности работают гидроцилиндры и сколько гидроцилиндров работает одновременно, Причем за основу берется самый большой расход, который возможен на участке.

Величины рекомендуемых скоростей движения жидкости в трубопроводах, основанные на опыте эксплуатации гидроприводов, приведены в табл. 3.

Таблица 3

По найденному значению внутреннего диаметра определяют толщину стенок трубопровода по формуле где ур — расчетное напряжение на растяжение материала стенок трубопровода (для стали ур ?280 МПа);

k — коэффициент запаса прочности, учитывающий пиковые нагрузки (для тяжелого режима работы k =6).

Окончательный выбор трубопроводов производится по найденным величинам dвн и д в соответствии с типоразмерами стальных бесшовных труб по ГОСТ 8732–78 и 8734−75.

По фактическим внутренним диаметрам трубопроводов находят действительные средние скорости движения жидкости Результаты вычислений сводим в табл. 4.

Таблица 4

Примечание. Во всасывающем трубопроводе толщина стенок расчетом не определялась вследствие незначительной величины действующего в нём давления.

Определение потерь давления в гидросистеме

Для определения потерь давления на участках используем метод приведенных длин. Местные сопротивления принимаем в соответствии с аксонометрической схемой (см. рис. 1). Первоначально определяем приведенные длины участков, вычисление которых сводим в табл. 5.

Таблица 5

Примечание. Сопротивление в фильтре учитывается отдельно.

В качестве рабочей жидкости примем масло АМГ — 10 с плотностью р =850 кг/м3 и коэффициентом кинематической вязкости н=10−5м2/с. Это масло обладает достаточно широким интервалом рабочих температур (от -50 до +60°С), что позволяет эксплуатировать гидропривод в зимнее и летнее время без замены рабочей жидкости. Расчет, потерь давления в гидросистеме сведен в табл. 6, причем расход в подающей линии принят равным подаче насоса, а в сливной линии с учетом аккумулирующей способности гидроцилиндров вычислен по формуле.

Коэффициент гидравлического трения л вычислен по формуле:

при эквивалентной высоте шероховатости? = 0,04 мм.

Таблица 6

Расчёт гидроцилиндров

Давление в поршневой полости гидроцилиндра равно рц=рн-?рп=10•106−1529,46•103=8471кПа?8,47МПа необходимая площадь гидроцилиндра составит Требуемый минимальный диаметр гидроцилиндра равен В соответствии с величинами L, ц, dмин, Dмин по нормали ОН 22−176−69 подбираем унифицированный гидроцилиндр. В данном случае требуемым условиям удовлетворяет гидроцилиндр с параметрами: L=800мм; ц=1,65; d=50мм; D=80мм.

Проверяем выбранный гидроцилиндр на создание требуемого усилия при рабочем ходе.

Сила трения в манжетных уплотнениях поршня определяют по формуле где мкоэффициент трения (для резиновых манжет м = 0,1−0,13).

bраб — ширина рабочей части манжеты; рц — давление в рабочей полости гидроцилиндра; рк — контактное давление, возникающее от деформации усов манжеты при ее монтаже (рк — 2−5 МПа);

Ширину рабочей части манжет при расчете следует принимать равной половине ширины манжеты.

Усилие трения в уплотнении штока определяют по аналогичной формуле

bраб — ширина рабочей части манжеты, при расчете принимается равной половине ширины манжеты; рс — давление в сливной полости гидроцилиндра, которое в случае свободного слива принимается равным потере давления в сливной магистрали (рс = ?рс).

Сила сопротивления, связанная с вытеснением жидкости с противоположной стороны поршня, равна Полезное усилие, создаваемое гидроцилиндром при рабочем ходе, Так как Fц=33,7кН>F=30,65кН, то выбранный гидроцилиндр удовлетворяет требованию по созданию заданного усилия. В соответствии со схемой гидропривода два таких гидроцилиндра обеспечат необходимое усилие на рабочем органе.

Определение внутренних утечек рабочей жидкости, расчёт времени рабочего цикла и определение к. п. д. гидропривода

Рабочий расход в гидросистеме найдём по формуле

Qраб=Qн-?Q

Внутренние утечки? Q складываются из утечек в распределителе и суммы утечек в гидроцилиндрах.

Утечки в распределителе равны

?Qрапр=(1-зо.распр)•Qн=(1−0,96) •570?23см3/с Утечки в гидроцилиндрах составят

??Qц=2•(1-зо.ц)• Qн/2=2•(1−0,99)• 570/2?6см3/с Таким образом,

?Q=?Qрапр+??Qц=23+6=29 см3/с.

Общий расход

Qраб=Qн-?Q=570−29=541 см3/с.

Рабочий расход одного цилиндра Определяем скорости рабочего и холостого ходов поршня:

Время одного двойного хода поршня гидроцилиндра составит (при времени переключения распределителя? t=1,0с).

В данном случае время двойного хода поршня гидроцилиндра будет равно времени рабочего цикла гидропривода, так как цилиндры работают параллельно.

Так как t=22с < tзад=23 с, то гидропривод удовлетворяет требованию по обеспечению проектной производительности машины.

Определяем общий к. п. д. гидропривода.

Мощность, потребляемая гидроприводом,

Полезная мощность гидропривода Общий к. п. д. гидропривода

Подбор и расчет остальных устройств гидропривода

Объем бака для рабочей жидкости принимаем равным трехминутной производительности насоса

W=3•Qн= 3•34,2 = 102,6 л.

Принимаем: бак типовой конструкции, применяющейся на строительных и дорожных машинах, емкостью 150 л; фильтр для очистки рабочей жидкости — проволочный плетеный сетчатый марки П C42−23 с тонкостью фильтрации 0,08 мм и расчетным расходом 35 л/мин; распределительзолотниковый четырехпозиционный с ручным управлением марки РЧ-50, рассчитанный на расход до 50 л/мин; предохранительный клапан — конический; обратный клапан — также конический.

Диаметр канала предохранительного клапана вычисляем по формуле где v — скорость движения жидкости в канале; принята равной 12 м/с.

Принимаем d0= 8,0 мм.

Диаметр самого конического клапана берем равным dK = 1,5•d0 = 1,5•8,0 = 12,0 мм.

С помощью регулировочного винта клапан настраивается на давление, развиваемое насосом, и пломбируется.

Расчетные диаметры обратного конического клапана принимаем равными диаметрам, полученным для предохранительного клапана, т. е. d0 =8,0 мм, dK = 12,0 мм.

Принципиальная схема объемного гидропривода вращательного движения

[Введите текст]

Рис. 3 — Принципиальная схема объемного гидропривода На рис. 1 приведена упрощенная принципиальная схема объемного гидропривода вращательного движения лебедки.

Гидропривод состоит из регулируемого с двумя направлениями потока насоса 1, нерегулируемого с двумя направлениями потока гидромотора 2, соединенных магистральными трубопроводами 3 и 4. Для защиты гидропривода от перегрузки установлены предохранительные клапаны 5. Подпитка системы рабочей жидкостью осуществляется вспомогательным насосом 6 через обратный клапан 7. Насос 6 забирает жидкость через фильтр 8 из бака 9. Избыток жидкости возвращается в бак через переливной клапан 10.

Управление работой лебедки (изменение скорости вращения, остановка, реверс движения) осуществляется путем изменения подачи насоса с возможностью реверсирования потока.

Аксонометрическая схема объемного гидропривода

[Введите текст]

Рис. 4 — Аксонометрическая схема объемного гидропривода На рис. 2 приведена упрощенная аксонометрическая схема гидропривода, отвечающая принципиальной схеме, изображенной на рис. 1. Здесь дополнительно показаны: двигатель 11, приводящий в движение насос1, редуктор 12, который, как правило, необходим для согласования частоты вращения валов гидромотора 2 и лебедки 13.

Гидравлический расчет объемного гидропривода вращательного движения

Объемный гидравлический привод вращательного движения нашел применение на строительных, дорожных, грузоподъемных и транспортных машинах.

Основные его достоинства следующие:

1) плавное бесступенчатое регулирование скорости вращения исполнительного органа с возможностью его остановки и реверсирования движения; при этом легко обеспечить автоматическое управление гидроприводом;

2) компактность элементов гидропривода и независимость их расположения, т. к. они соединяются трубопроводами; это создает удобства при компоновке машин;

3) предохранение приводного двигателя и исполнительного органа машины от перегрузки; достигается установкой предохранительшго клапана в гидравлической системе;

4) стандартизация и унификация элементов гидропривода; это удешевляет производство и облегчает эксплуатацию машин.

Основными недостатками гидропривода вращательного движения являются:

1) меньший КПД по сравнению с механической передачей;

2) зависимость характеристик от температуры окружающей среды, влияющей на вязкость рабочей жидкости;

3) относительно высокая стоимость, связанная с повышенными требованиями к точности изготовления отдельных элементов гидропривода и высоким качеством применяемых материалов.

В связи с указанными недостатками применение гидропривода в каждом конкретном случае должно быть обосновано путем сравнения приводов различных типов.

Как правило, преимущества гидропривода являются преобладающими в системах, где необходимо передавать значительные мощности при ограниченных размерах исполнительных двигателей, работающих в динамическом режиме, т. е. при частых включениях, остановках, реверсах движения, изменения скорости вращения и т. п. Преимущества гидропривода особенно существенны, если требуется автоматическое управление приводом с высоким быстродействием исполнения.

Исходные данные для гидравлического расчета гидропривода Требуется рассчитать гидропривод лебедки в соответствии с аксонометрической схемой, приведенной на рис. 2.

Необходимо обеспечить управление вращением лебедки в следящем режиме с обеспечением реверса движения.

Исходные данные:

Таблица 7

Длины участков трубопроводов принять равными

Необходимый вращающий момент на валу лебедки равен Частота вращения вала лебёдки равна В качестве рабочей жидкости принять масло

м2/с Предварительное определение выходной мощности насоса Расчет выполняют по цепочке передачи мощности в гидроприводе, проходя по пути от заданной мощности на выходном звене к выходной мощности насоса.

В нашем случае выходным звеном является лебёдка, мощность на валы которой равна где щл — угловая скорость вращения вала лебёдки Мл — момент на валу лебёдки

nл — частота вращения вала лебёдки.

Затем находим выходную мощность на валу гидромотора с учетом ее потери в соединяющих устройствах, в данном случае с учетом двух упругих муфт и редуктора где? муф1 и? муф2 — КПД первой и второй упругих муфт соответственно (?МУФ =0,99)

?Р — КПД редуктора (?Р=0,97).

Далее определяем входную мощность гидромотора

где ?м — КПД гидромотора, принятое равным 0,92

Выходную мощность насоса находим по формуле где? тр — КПД магистральной трубопроводной системы гидропровода.

КПД трубопроводной системы в основном зависит от длины, диаметра и шероховатости стенок трубопровода, а также от местных сопротивлений, расхода и вязкости рабочей жидкости. Для предварительного расчета принимают? тр=0,95.

Назначение величины рабочего давления и выбор насоса Величина рабочего давления в системе определяется в основном мощностью, передаваемой гидроприводом, и наличием оборудования, отвечающего выбранному давлению.

При заниженных давлениях гидропривод получается очень громоздким, т.к. при этом требуется насосы большой производительности и трубопроводы значительных диаметров.

При высоких давлениях система становится компактной, однако в этом случае возрастают требования к качеству изготовления элементов гидропривода и их прочности.

Чем больше мощность привода, тем более высокое давление следует назначать в системе. При этом следует также ориентироваться на выпускаемое насосное оборудование и принять давление, равное номинальному давлению предпочтительного типа насоса. Необходимо также проанализировать выпускающиеся типы гидромоторов с номинальным давлением, равным или близким давлению насоса.

В качестве номинального рабочего давления в системе принимается наименьшее номинальное давление насоса или гидромотора, и на него настраивается предохранительный клапан системы гидропривода.

Величина минимального рабочего давления в системе определяется условием отсутствия кавитации в насосе и элементах гидропривода.

Анализ справочных данных по насосам показывает, что насосы со следящим управлением имеют номинальное давление 20 и 10 МПа. Анализ данных по гидромоторам приводит к выводу, что наиболее подходящий тип гидромоторов (имеющих наибольшее значение КПД) имеет номинальное давление 10 МПа.

В связи с этим номинальное рабочее давление в системе гидропривода принимаем равным 10 МПа. На это давление настраиваем предохранительный клапан. Минимальное давление в системе (перед входом в насос) принимаем для исключения кавитации больше атмосферного и равным рм.с.=0,3 МПа.

После выбора номинального рабочего давления и минимального рабочего давления в системе переходим к определению необходимых параметров насоса.

Давление, которое должен развивать насос где рн.с. — номинальное рабочее давление с системе рм. с — минимальное рабочее давление в системе Расход, который должен обеспечивать насос

Такую производительность может обеспечить насос марки 2НРС 224/100, имеющий следующие параметры:

Рабочий объем Vо. н = 224 см³

Номинальная подача Qн. ном = 200л/мин = 3300см3/с

Номинальное давление рн. ном =10МПа Номинальная частота вращения nн. ном = 960 об/мин= 16 об/с Объемный КПД зо. н = 0,90

Полный КПД зн = 0,83.

Основной насос снабжен встроенным шестеренным насосом для питания вспомогательных механизмов.

Так как при номинальном числе оборотов подача насоса превышает требуемый расход, то понизим число оборотов вала насоса, определив его из зависимости Принимаем число оборотов вала насоса nн = 420 об/мин = 7об/с.

При этом подача насоса составит:

Этот расход примем в качестве расчётного для гидравлической системы. Полезная выходная мощность насоса Мощность, потребляемая насосом,

.

Определение диаметра трубопроводов Так как в гидравлической системе циркулирует один и тот же расход, то магистральные трубопроводы принимаем одного и того же диаметра. Диаметр трубопроводов находим из условия пропуска расхода Q.

Принимая рекомендуемую скорость Vрек=5 м/с, вычисляем внутренний диаметр трубопровода:

Принимая средний режим работы трубопровода (k = 4), определяем толщину стенок трубопровода:

где ур — расчетное напряжение на растяжение материала стенок трубопровода (для стали ур?280 МПа);

k — коэффициент запаса прочности, учитывающий пиковые нагрузки (принимают для легкого режима работы k = 2, для среднего k = 4, для тяжелого k = 6).

В соответствии с рекомендуемыми типоразмерами (ГОСТ 8734−75) принимаем бесшовные стальные трубы с размерами:

Наружный диаметр dн = 16 мм Толщина стенки д = 1 мм Внутренний диаметр d=14мм Действительная скорость движения жидкости в трубопроводе Действительное значение скорости не выходит за принятое ранее (vрек=5 м/с).

Определение потерь давления в гидросистеме.

В качестве рабочей жидкости примем жидкость: турбинное масло АМГ-10, имеющее плотность с=850 кг/м3 и коэффициент кинематической вязкости (при t=50°С и атмосферном давлении) н= 1•10−6 м2/с. Эта жидкость обладает достаточно большим интервалом рабочих температур (-50 … +60°С), что не ограничивает область её применения.

Для определения потерь давления на участках магистрали используем метод приведенных длин. Местные сопротивления принимаем в соответствии с аксонометрической схемой (см. рис. 3). Вначале определяем приведенные длины участков, вычисление которых сводим в табл. 8.

Таблица 8

Расчет потерь давления в гидросистеме сведен в табл. 8, причем вычисления выполнены как для расчетного значения расхода, так и для его долей, что потребуется в дальнейшем для построения характеристики гидропривода.

Коэффициент гидравлического трения А. вычислен по формуле А. Д. Альтшуля при эквивалентной высоте шероховатости Дэ=0,04 мм.

Таблица 9

Выбор гидромотора и определение выходных параметров гидропривода В расчётном режиме работы в гидромотор поступает расход Q=1410см3/с.

Перепад давления в гидромоторе На основе этих величин оценим выходные параметры конкретных гидромоторов, причем в качестве основных примем аксиально-поршневые гидромоторы типа 11 М (см. прил. 3).

Определим частоту вращения вала гидромотора типоразмера 5:

.

Т. к. полученное значение не превышает максимально допустимой частоты вращения (пм.доп= 1440 об/мин), то по этому параметру гидромотор подходит.

Определим-расчетный момент на валу гидромотора:

где

Так как полученное значение момента на валу гидромотора близко к номинальному, то принимаем данный гидромотор.

Техническая характеристика гидромотора 11 М (типоразмер 5):

Мм.ном=105Н•м;nм. доп=1440 об/мин;рм.ном=10МПа;зм=0,93;Vо.м=142см3;

зо.м=0,97.

Для согласования выходных параметров гидромотора с параметрами на валу лебедки подбираем редуктор. Необходимое передаточное число редуктора

.

По справочнику выбираем редуктор с ближайшим меньшим передаточным числом. Принят цилиндрический двухступенчатый палнетарно-цилиндрический редуктор редуктор Пз-40 с передаточным числом ip=6,3.

Расчетная частота вращения вала лебедки Так как (пл. расч = 1,819 об/с) > (nл. зад=1,8 об/с), то условие по обеспечению заданного числа оборотов вала лебедки выполнено.

Расчетный момент на валу лебедки Так как (Мл.расч=1235 Н•м) > (Мл.зад= 1050 Н•м), то условие по обеспечению заданного момента на валу лебедки выполнено.

Определяем КПД гидропривода.

Мощность, потребляемая насосом, определена выше:

Nн. пот=17 кВт.

Мощность на валу лебедки составит

.

КПД гидропривода

.

Управление выходными параметрами гидропривода Согласно заданию, для обеспечения управления вращением лебедки в следящем режиме с обеспечением реверса движения выбран регулируемый радиально-поршневой насос со следящим гидравлическим управлением. Гидравлическое управление, а также поддержание давления в системе подпитки обеспечивается вспомогательным шестеренным насосом.

Построим зависимости изменения частоты вращения и момента на валу лебедки в зависимости от изменения относительного эксцентриситета насоса.

Выражение для частоты вращения вала гидромотора:

С учетом передаточного числа редуктора находим зависимость для частоты вращения вала лебедки:

Вращающий момент на валу лебедки определяется по формуле:

Влияние изменения относительного эксцентриситета насоса на величину момента происходит за счет изменения перепада давления на гидромоторе при изменении расхода, циркулирующего в системе.

Все вычисления по приведенным зависимостям сведены в табл. 9. (Данные по потерям давления взяты из табл. 10).

Таблица 10

На рис. 5 приведена характеристика гидропривода, построенная по данным табл. 9. Из характеристики видно, что при управлении частота вращения вала изменяется линейно, а крутящий момент достигает наибольшей величины на неподвижном валу, что благоприятно с точки зрения пуска лебедки и осуществления реверса движения.

Рис. 5