/
Text
В.Н.Хорин ОБЪЕМНЫЙ
ГИДРОПРИВОД
ЗАБОЙНОГО
ОБОРУДОВАНИЯ
ИЗДАНИЕ ТРЕТЬЕ,
ПЕРЕРАБОТАННОЕ И ДОПОЛНЕННОЕ
МОСКВА-НЕДРА-1980
УДК 622.232.002.5—82
ХОРИН В. Н. Объемный гидропривод забойного оборудо-
вания.— 3-е изд., перераб. и доп. М., Недра, 1980. 415 с
В книге изложены основы теории и методы расчета важ-
нейших элементов и систем объемного гидропривода, при-
меняющихся в забойном оборудовании, очистных и про-
ходческих комбайнах, породоразгрузочных и буровых
машинах, механизированных крепях и угледобывающих
агрегатах.
Подробно рассмотрены применяемые рабочие жидкости
и их свойства. Описаны современные конструкции всех ос-
новных элементов объемного гидропривода. В 3-м изда-
нии книги (2-е изд.— 1968) отражены изменения, внесен-
ные в параметры объемного гидропривода, дальнейшие
перспективы развития и имеющиеся тенденции в области
изменения параметров и повышения надежности его эле-
ментов.
Книга рассчитана на инженерно-технических работни-
ков, занимающихся конструированием, производством и
эксплуатацией систем гидропривода горных машин и меха-
низированных гидрофицированных крепей, а также специа-
листов, занимающихся вопросами гидропривода в других
отраслях машиностроения.
Табл. 42, ил. 257, список лит.— 29 назв.
Рецензент — д-р техн, наук Ю. Ф. Пономаренко (ИГД
им. А. А. Скочинского)
X 326—80- 2501020000
043(01)—оО
©Издательство «Недра», 1980
ПРЕДИСЛОВИЕ
Перед угольной промышленностью стоят задачи создания и внед-
рения систем новых горных машин — комплексов оборудования
и угледобывающих агрегатов для очистных работ, в том числе
для добычи угля в сложных горно-геологических условиях на
пластах: пологих, крутых, с весьма неустойчивыми и трудно-
обрушающимися породами кровли.
Необходимо создавать комплексы машин для проходческих
работ, реализуя проблему комплексной механизации проведения
и поддержания горных выработок. При этом ставится задача
повышения качества и особенно надежности важнейших машин
и оборудования проходческих и очистных комплексов и угле-
добывающих агрегатов.
Создаются принципиально новая технология и средства ком-
плексной механизации очистных и проходческих работ, в том
числе с дистанционным, программным или автоматизирован-
ным управлением комплексами и системами забойных машин
с центрального пульта, расположенного в прилегающей выра-
ботке или даже на поверхности шахты.
Таким образом, появляются реальные условия для создания
средств безлюдной выемки угля.
Все эти системы вновь создаваемых горных машин, очист-
ных и проходческих комплексов оборудования, угледобывающих
агрегатов и других средств безлюдной выемки угля базируются
на широком применении различных систем объемного гидропри-
вода, без которых в настоящее время немыслимо создание ка-
ких-либо современных горных машин и механизированных
крепей.
Возможность передачи и восприятия значительных усилий,
компактность силовых элементдв, простота управления в широ-
ких диапазонах скоростью и давлением, легкость осуществления
реверса, взрывобезопасность, быстрота реакции на командные
импульсы и большая надежность в эксплуатации делают объем-
ный гидропривод незаменимым средством передачи и транс-
формации энергии в силовых кинематических звеньях, а также
в системах управления горных машин, механизированных кре-
пей, а также в целом ряде другого, самого разнообразного гор-
но-шахтного оборудования.
Эти важнейшие качества объемного гидропривода обусло-
вили за последние годы широкое его применение не только
в угольном машиностроении, но и практически во всех других
отраслях машиностроения.
В Советском Союзе гидропривод в горных машинах и меха-
низированных крепях начал применяться относительно недавно.
1* 3
Первыми горными машинами с объемным гидроприводом
в СССР были врубовые машины типа КС, изготовленные по
предложению инженеров В. В. Кисина и А. К. Сердюка (Гипро-
углемаш), и угольный комбайн С-5, предложенный инж.
А. К- Сердюком.
Создание и изготовление этих первых горных машин с объем-
ным гидроприводом относятся к 1933—1937 гг. Указанные ма-
шины намного превосходили все известные в мировой практике
аналогичные горные машины, а некоторые заложенные в эти
машины технические идеи либо получили широкое развитие
(гидравлический шагающий механизм передвижения), либо со-
хранили свое значение по настоящее время (регулирование ско-
рости резания и подачи с автоматизацией выбора оптимальных
соотношений).
Сложившийся к концу 30-х годов уровень технологии произ-
водства на заводах угольного машиностроения не позволил обес-
печить выполнение требований, предъявляемых к точности,
чистоте поверхности и термообработке отдельных ответственных
деталей и узлов гидропривода, что привело к ряду неудач и не-
сколько задержало широкое внедрение гидропривода в прак-
тику угольного машиностроения.
Только с 1950 г. начинается широкое применение гидропри-
вода в угольных и проходческих комбайнах и механизирован-
ных крепях.
Инициатива широкого внедрения гидропривода в практику
угольного машиностроения и ведущая роль в его развитии при-
надлежат институтам Гипроуглемаш и ИГД им. А. А. Скочин-
ского, где впервые в угольном машиностроении были созданы
специализированные отделы и лаборатории объемного гидро-
привода и выросли кадры специалистов, занимающихся созда-
нием, испытанием, исследованием и внедрением систем гидро-
привода в угольном и горном машиностроении.
В настоящее время созданием элементов гидропривода гор-
ных машин и механизированных крепей занимаются также
научно-исследовательские и проектно-конструкторские инсти-
туты: Донгипроуглемаш, Сибгипрогормаш, ЦНИИподземмаш,
ПНИУИ, ГПКТИ ПТМ; технологические институты;
ВНИИПТуглемаш и ДонПКТИ, а также СКВ заводов: Горлов-
ского им. С. М. Кирова, Копейского им. С. М. Кирова, Узлов-
ского им. И. И. Федунца, Дружковского им. 50-летия Советской
Украины, производственного объединения «Каргормаш», ленин-
градского завода «Пневматика», Новгородского им. Петров-
ского, производственного объединения «Струг» и др.
Резкое увеличение объемов производства элементов гидро-
привода, а также необходимое повышение их технического
уровня поставили решение принципиально новых задач перед
угольным машиностроением в направлении технического пере-
вооружения ряда заводов и создания на уровне современной
4
технологии специализированного массового производства эле-
ментов гидропривода для горных машин и механизированных
крепей. Это прежде всего производство высоконапорных насо-
сов, гидромоторов, гидроприводов, предохранительных и раз-
грузочных клапанов, распределительной и регулирующей аппа-
ратуры, рукавов высокого давления с концевой арматурой,
уплотнений и фильтров всех видов и др.
По объему производства, разнообразию номенклатуры, ори-
гинальности и техническому уровню конструкций и технологии
производства объемного гидропривода угольное машиностроение
занимает в настоящее время одно из ведущих мест среди дру-
гих отраслей машиностроения.
Открывающаяся перспектива широкого внедрения объемного
гидропривода в практику угольного и горнорудного машино-
строения побудила автора еще в 1963 г. написать и выпустить
в свет первое, а в 1968 г. второе издание этой книги.
Подготавливая третье издание книги, автор поставил задачу
продолжить систематизацию и обобщение накопленного в уголь-
ной промышленности Советского Союза огромного опыта по
созданию и промышленному внедрению систем объемного гид-
ропривода в угольном машиностроении, рассмотреть наиболее
эффективные конструкции унифицированных элементов и ти-
повые схемы, изложить методы их расчета и результаты иссле-
дований.
По сравнению со вторым, в настоящем издании полностью
переработаны разделы о рабочих жидкостях систем гидропри-
вода, включая и негорючие жидкости, элементах гидропривода
механизированных крепей, унифицированных элементах гидро-
привода горных машин, унифицированных насосных стан-
циях.
Существенно пересмотрены типовые гидравлические схемы
и даны получившие распространение методы расчета элементов
гидропривода.
Большое внимание уделено рассмотрению конструкций уплот-
нений гидравлических систем с давлениями до 630 кгс/см2,
а также устройств для обеспечения требуемой чистоты рабочей
жидкости систем гидропривода.
Дополнительно включены разделы, где рассмотрены новые
унифицированные элементы гидропривода, методы испытания
и опыт их эксплуатации.
Книга построена таким образом, чтобы широкий круг инже-
нерно-технических работников без специальной подготовки по
гидроприводу мог бы ознакомиться с основами расчетов, кон-
струкциями, принципами действия, особенностями испытаний
и эксплуатации элементов гидропривода горных машин и обо-
рудования.
Учитывая огромные задачи, стоящие перед конструкторами
горной техники, технологами угольного машиностроения и гор-
5
ними инженерами-механиками и эксплуатационниками как по
созданию и освоению производства новых систем гидропривода,
так и по обеспечению требуемого высокого уровня их эксплуа-
тации, настоятельно необходима массовая подготовка высоко-
квалифицированных кадров инженеров, техников, механиков,
операторов, наладчиков, слесарей, в совершенстве знающих
основы гидравлики, принципы устройства и взаимодействия,
правила обслуживания и эксплуатации различных систем объем-
ного гидропривода и их элементов, применяемых в горных ма-
шинах и механизированных крепях.
Являясь одним из зачинателей внедрения гидропривода
в практику угольного машиностроения, автор надеется своим
трудом в какой-то степени способствовать дальнейшему разви-.
тию и внедрению гидропривода в угольную промышленность
и все другие горнодобывающие и машиностроительные отрасли
народного хозяйства.
Глава 1
РАБОЧИЕ ЖИДКОСТИ СИСТЕМ
ГИДРОПРИВОДА ГОРНЫХ МАШИН
1.1. Требования, предъявляемые
к рабочим жидкостям систем
гидропривода горных машин
Рабочая жидкость в объемном гидроприводе является носителем
энергии и одновременно выполняет функцию надежной смазки
движущихся механизмов и деталей гидроагрегатов, не вызывая
их коррозии.
Рабочая жидкость в гидроприводе подвергается воздействию
изменяемых в широком диапазоне давлений, температур и ско-
ростей.
Принятая величина давлений в системах гидропривода: типа
насос—гидромотор — в настоящее время до 160 кгс/см2 с тен-
денцией увеличения до 320 кгс/см2; типа насос—гидравлические
цилиндры (гидростойки) — в настоящее время до 200 кгс/см2
с тенденцией увеличения до 320—450 кгс/см2. В замкнутой
поршневой полости гидростоек в настоящее время давление,
развиваемое действием горного давления, находится в пределах
300—450 кгс/см2 с тенденцией увеличения до 630—800 кгс/см2,
а во второй ступени гидростойки — до 1000 кгс/см2.
Скорость движения рабочей жидкости при срабатывании
предохранительных клапанов гидростоек достигает 50 м/с.
Более ограниченным является интервал температур нагрева
рабочей жидкости, который обычно для гидропривода забойного
оборудования находится в пределах от + 5 до +70 °C. Только
при работе в условиях вечной мерзлоты (например, условия
Якутского угольного месторождения) интервал рабочих темпе-
ратур находится в пределах от —15 до +70 °C.
Рабочая жидкость, как и весь гидропривод горных машин,
используется в условиях большой запыленности и повышенной
влажности шахтной атмосферы.
К рабочим жидкостям систем гидропривода механизирован-
ных крепей и забойных горных машин предъявляются следую-
щие требования: дешевизна и отсутствие дефицитных компонен-
тов; негорючесть (трудновоспламеняемость); отсутствие корро-
зионного воздействия на стальные и бронзовые детали; возмож-
ность самоуплотняться в капиллярных щелях при давлениях
не ниже 300 кгс/см2; отсутствие вредного воздействия на уплот-
нения из резиносмесей, изготовленных на основе нитрильных
и фторокаучуков, полиамидных смол, полиформальдегидов
7
и фторопластов; стойкость, стабильность и ресурс не менее
7000 ч во всем диапазоне изменения температуры (от +5 до
+70 °C) и давления (до 600 кгс/см2), а также длительность
хранения; наличие адсорбционных свойств и смазывающей спо-
собности; отсутствие вредного влияния на здоровье обслужи-
вающего персонала жидкости, ее паров и продуктов окисления;
отсутствие пенообразования и минимальное содержание рас-
творимого воздуха.
1.2. Рабочие жидкости систем
объемного гидропривода горных машин
В системах объемного гидропривода горных машин приме-
няются два основных типа рабочих жидкостей: нефтяные масла
с кинематической вязкостью от 10 до 60 сСт; тонкодисперсные
водно-масляные эмульсии, представляющие собой молочного
цвета смесь воды со специальными присадками.
Кинематическая вязкость эмульсий обычно находится в пре-
делах 0,6—2,0 сСт.
Нефтяные масла используются в качестве рабочей жидкости
в системах гидропривода горных машин (проходческие и очист-
ные комбайны, буровые машины, погрузочные машины, само-
ходные вагонетки и т. п.), где циркулируют относительно ма-
лые объемы жидкости (обычно не более 100 л), незначительна
протяженность (до 10 м) гидромагистралей, а также приме-
няется гидропривод типа насос переменной подачи—гидромотор.
Водно-масляные эмульсии применяются в качестве рабочей
жидкости в системах гидропривода типа насос — система сило-
вых гидроцилиндров механизированных крепей, гидропередвиж-
чиков забойных конвейеров и струговых установок, где цирку-
лируют значительные объемы жидкости (свыше 100 л), большая
длина гидромагистралей (на всю длину очистного забоя) и от-
носительно часты случаи утечек рабочей жидкости вследствие
нарушения целостности гидромагистрали. Синтетические него-
рючие жидкости пока в отечественных системах гидропривода
горных машин не применяются, хотя ведутся работы по их со-
зданию.
Применяемые в качестве рабочей жидкости систем гидро-
привода горных машин нефтяные масла и их техническая харак-
теристика приведены в табл. 1.1.
Наиболее качественными маслами для систем объемного
гидропривода являются высокоочищенное веретенное масло АУ
и турбинные масла кислотно-земельной очистки, обладающие
наибольшей химической стойкостью.
В системах гидропривода горных машин наибольшее рас-
пространение получили масла индустриальные И-20А, И-ЗОА
и И-40А по ГОСТ 20799—75.
Следует иметь в виду, что масла индустриальные, постав-
8
Таблица 1.1
Техническая характеристика нефтяных масел, применяемых в качестве
рабочей жидкости в системах гидропривода горных машин
Масло ГОСТ Вязкость кинемати- ческая при 50 °C, сСт Температура, °C Рекомендуемый пре- дел рабочих темпе- ратур, °C Плотность при 20°С, г/см*
вспышки, не ниже застывания, не выше
Индустриальное общего назначе- ния: И-12А 20799-75 10—14 165 -30 -20 + +40 0,876—0,891
И-20А 20799—75 17—23 180 г-15 0Ч-+60 0,881-0,901
И-ЗОА 20799 -75 28—33 190 -15 -5 ч-+60 0,886—0,910
И-40А 20799—75 35-45 200 -15 —5 4-60 0,890—0,930
И-50А 20799-75 47-55 200 -20 -5 ч-+70 0,890—0,930
Веретенное АУ 1642-75 12-14 163 -45 -35 -т- -70 0,886-0,896
Турбинное: Тп-22 9972-74 20-23 180 -15 0—60 0,9
Тп-30 9972-74 28-32 180 -15 0-60 0,9
Тп-46 9972-74 44-48 195 -10 +5—70 0,9
Тп-57 32—74 55-59 195 -10 +5-70 0,9
ляемые угольной промышленности, всегда содержат конденсат
воды. Кроме того, увеличению содержания воды в масле спо-
собствует повышенная влажность шахтной атмосферы. Это при-
водит к тому, что масла индустриальные не обеспечивают за-
щиты омываемых узлов и деталей гидропривода от коррозии.
Даже в заводских условиях при применении масел индустри-
альных в системах гидропривода при межоперационном, отно-
сительно кратковременном хранении узлов и деталей гидро-
привода наблюдаются случаи возникновения коррозии. В связи
с этим институт Гипроуглемаш в своих инструкциях требует
заливать в системы гидропривода горных машин масла инду-
стриальные по ГОСТ 20799—75 с обязательным добавлением
5 % (по объему) ингибиторной присадки типа КП-2 по
ТУ 38-1019—70.
Присадка КП-2 является маслорастворимым ингибитором
коррозии, по внешнему виду представляет собой густую жид-
кость темно-коричневого цвета. Она состоит из алкипфенолята,
сульфоната металлов и синтетических жирных кислот в опре-
деленном соотношении.
Техническая характеристика концентрата присадки КП-2
приведена в табл. 1.2.
9
Таблица 1.2
Техническая характеристика концентрата присадки КП-2 по ТУ 38-1019—75
Показатели Норма Стандарт (ГОСТ) на метод испытания
Вязкость кинематическая при 100 °C, сСт, не ниже 30 33—66
Реакция Д pH, не менее 2,0 11362-76
Общее щелочное число, мг КОН на 1 г присадки, не менее 65 11362-76
Кислотное число после окисления, мг КОН на 1 г присадки, не более ПО 11362—76
Содержание, % сульфатной золы, не менее 9 12417—73
механических примесей, не более 0,15 6370—59
воды, не более Следы 2477—65
Предохранительные свойства инду- стриального масла И-20А с 10 % КП-2 на пластинках из стали марки 20 и биметалле сталь-бронза, не ме- нее двух циклов Температура застывания, °C не выше Выдерживает — 10 20287—74
Смешение масел индустриальных с присадкой КП-2 рекомен-
дуется производить при температуре +100 4-+ 120 °C. Допустимо
смешение при комнатной температуре с тщательным перемеши-
ванием смеси.
Категорически запрещается применять в си-
стемах гидропривода горных машин масла
индустриальные без добавления 5%' концент-
рата присадки КП-2, так как в противном случае неиз-
бежно будет преждевременно выведен из строя гидропривод
в результате коррозии отдельных его деталей и узлов.
Водно-масляные эмульсии, применяемые в угольном маши-
ностроении в качестве рабочих жидкостей систем гидропривода
механизированных крепей и другого оборудования, представ-
ляют собой эмульсии типа «масло в воде». Для приготовления
водно-масляных эмульсий применяются специальные присадки,
которые при добавлении в небольших количествах — от 2 до
5 % к воде образуют стабильные эмульсии молочного цвета,
обладающие антизадирными (смазывающими) и коррозиеза-
щитными свойствами, агрегатно-устойчивые при хранении и ра-
боте под давлением в системах гидропривода.
Температура замерзания эмульсий практически не отли-
чается от температуры замерзания воды, и поэтому эксплуата-
ция и хранение их при минусовых температурах запрещаются.
Эмульсия не должна охлаждаться ниже —5 °C, так как при
более низких температурах она теряет некоторые свойства.
В настоящее время в угольном машиностроении Минугле-
прома СССР рекомендованы для приготовления водно-масляных
10
Таблица 1.3
Технические требования к эмульсионным присадкам
Норма
Тип присадки
Показатели ВНИИНП-117 Аквол-З Стандарт ГОСТ или ТУ на методы испытания
Вязкость кинематическая при 50 °C, сСт Зольность, %, не менее Щелочное число, мг КОН/г Кислотное число, мг КОН/г 14-30 4,5 27—40 15—30 0,5 ГОСТ 33—66 ГОСТ 1461—75 ГОСТ 11362—76 ГОСТ 11362—76
Стабильность:
1 %-ной эмульсии, количе- ство выделенного масла, г, не более:
при +80 °C при —50 °C 0,05 0,10 -— По п. 32 ТУ 101522—75 По п. 3.3 ТУ 101522—75
3 % -ной эмульсии в тече- ние 24 ч — количество вы- деленного масла при +20 °C: % по объему, не более г, не более 2 %-ной эмульсии Эмуль- сия не расслаи- вается 1,0 0,25 ГОСТ 6243—75 с допол- нением По п. 3 ТУ 38 УССР 2-01-253—76 Приложение 1 к п. 3.2.3 ТУ 101522—75
присадки при низких тем- пературах Испытание на коррозию: 1 %-ной эмульсии * Выдер- живает То же ГОСТ 6243—75 с допол- нением по п. 3.4 ТУ 38 УССР 2-01-253—76 ТУ 101522—75 с допол- нением ГОСТ 5757—67
3 %-ной эмульсии Содержание, % механических примесей, не более воды, не более Масса единицы объема, г/см3 0,3 3,0 0,985 я 0,4 0,850- 0,950 ГОСТ 6243—75 с допол- нением по п. 3.6 ТУ 38 УССР 2-01-253—76 ГОСТ 6370—59 с допол- нительной промывкой фильтра горячей водой ГОСТ 2477—65 ГОСТ 3900—47
11
эмульсий присадки ВНИИНП-117 по ТУ 101522—75 и Аквол-3
по ТУ 38-УССР 2-01-253—76 (табл. 1.3).
Присадка ВНИИНП-117 состоит из основы — экстракта от
селективной очистки маловязких дистиллятов с дополнитель-
ной очисткой серной кислотой и добавлением антикоррозион-
ных, эмульгирующих и других поверхностно-активных веществ.
Эмульсия на основе присадки ВНИИНП-117 приготовляется из
расчета 1,5±0,1 % к массе готовой смеси.
Присадка ВНИИНП-117 является густой черно-коричневой
жидкостью с температурой застывания—5°C. и температурой
вспышки + 170°С; допускается охлаждение до —50°С. Завод-
изготовитель— Львовский нефтеперерабатывающий завод. При-
садка поставляется в металлических герметизированных емко-
стях массой по 18—20 или 90 кг.
При попадании присадки ВНИИНП-117 на открытую по-
верхность кожи последнюю следует незамедлительно промыть
горячей водой с мылом, чтобы избежать раздражения.
В случае разлива присадки она должна быть собрана в от-
дельную тару, а место разлива промыто водой и протерто сухой
тряпкой. При загорании присадки следует применять все сред-
ства пожаротушения, в том числе и мелкораспыленную воду.
При вскрытии бочек с присадкой не разрешается применять
инструмент, дающий искру при ударе.
Присадка Аквол-3 представляет собой смесь минерального
масла селективной очистки, эмульгаторов и ингибиторов кор-
розии. Эмульсия на основе присадки Аквол-3 приготовляется
из расчета 3±0,1 % к массе готовой смеси.
Присадка Аквол-3 транспортируется в металлических боч-
ках или цистернах по согласованию с потребителем; хранить ее
следует при температуре не ниже —10 °C и не выше +30 °C.
Присадка Аквол-3 нетоксична, однако при частом попадании
на открытую поверхность кожи может вызвать раздражение;
поэтому перед работой с ней рабочие обязательно должны
пользоваться халатом, фартуком и смазывать руки специаль-
ными пастами ХИОФ-С, ИЭР-1 и ИЭР-2, а по окончании ра-
боты мыть руки теплой водой с мылом.
1.3. Приготовление водно-масляных
эмульсий
Эмульсия приготовляется потребителем — угольной шахтой
или заводом-изготовителем путем смешивания соответствую-
щего количества присадки с водой (ВНИИНП-117—1,5±0,1 %
и Аквол-3 — 3±0,1 % к массе готовой смеси) по специальной
технологии и с соблюдением определенных требований, различ-
ных для каждого вида присадки.
Порядок приготовления эмульсии, требования к исходным
12
1.1. Вид капли эмульсии под микро-
скопом (увеличение в 1000 раз):
1 — глобулы присадки, 2 — вода
1.2. Схема защитной от коррозии
пленки из частиц присадки, удержи-
ваемой за счет адгезии на поверхно-
стях металлических деталей, при ка-
честве эмульсии:
а — неудовлетворительном (различном дис-
персном составе частиц присадки); б —
удовлетворительном (число частиц эмуль-
сии размером менее 5 мкм превышает 90 %)
материалам (качеству воды, присадки и готовой эмульсии),
а также методы контроля изготовления изложены в отраслевых
инструкциях, утвержденных Техническим управлением Минуг-
лепрома СССР.
Поскольку эмульсия является рабочей жидкостью систем
гидропривода механизированных крепей, гидропередвижчиков,
струговых установок и другого оборудования, несоблюдение
требований, изложенных в соответствующих инструкциях, мо-
жет привести к нарушению свойств эмульсии и преждевремен-
ному выходу из строя важнейших элементов гидропривода.
Эмульсия представляет собой механическую смесь глобул
(частиц) присадки в воде (рис. 1.1). Качество эмульсии опре-
деляется во многом дисперсным составом глобул присадки.
Защитное действие эмульсии от коррозии заключается в со-
здании на омываемых рабочих поверхностях элементов гидро-
оборудования механического барьера — пленки, состоящей из
частиц присадки, удерживаемых за счет адгезии (прили-
пания) и препятствующих доступу к поверхностям металличе-
ских деталей воды, паров шахтной атмосферы и других реа-
гентов.
При некачественной эмульсии размеры частиц присадки, пе-
ремешанные в воде, различны. Вследствие этого (рис. 1.2, а)
отдельные частицы присадки имеют недостаточную адгезию
с поверхностью и, перекатываясь, создают обнаженные места,
13
которые могут подвергаться коррозионному воздействию воды
или других реагентов.
Исследованиями установлено, что в эмульсии удовлетвори-
тельного качества число частиц присадки размерами 5 мкм
должно быть не менее 90 %. В этом случае при сливе эмульсии
из гидроагрегата частицы присадки размерами до 5 мкм при-
липают (адгезируют) к омываемым поверхностям элементов
гидропривода и образуют на них (рис. 1.2, б) устойчивую за-
щитную пленку, препятствующую проникновению воды, паров
шахтной атмосферы и других агрессивных реагентов, что исклю-
чает возникновение коррозии на омываемой поверхности.
Таким образом, защитное действие эмульсии определяется
однородностью, степенью дисперсности частиц присадки в воде,
качеством применяемой воды, а также стабильностью при-
садки.
Исходными компонентами для приготовления эмульсии яв-
ляются вода и присадка. Эмульсия приготовляется обычно цент-
рализованно для данной шахты или группы шахт в специально
приспособленном закрытом хорошо проветриваемом помещении.
Для приготовления эмульсии выделяется ответственное
лицо, которое должно пройти специальное обучение.
Основной составной частью эмульсии является вода. По-
этому качество воды имеет большое значение для стабильности,
отсутствия коррозионного воздействия и срока службы эмульсии.
Вода для приготовления эмульсий в зависимости от типа при-
садки должна отвечать требованиям, приведенным в табл. 1.4.
При жесткости воды, превышающей допустимую, необхо-
димо произвести ее умягчение разбавлением паровым конден-
сатом или дистиллятом либо добавлением специальных средств.
Для умягчения 1 л воды на 1 немецкий градус следует доба-
вить 0,0189 г кальцинированной соды или 0,051 г кристалличе-
ской соды.
Для повышения жесткости 1 л воды на 1 немецкий градус
необходимо добавить 0,017 г хлорида магния (MgCh), или
0,0198 г хлорида кальция (CaCh), или 0,0214 г сульфата маг-
ния (MgSO4).
Не допускается использование для приготовления эмульсии
технической и шахтной воды с возможными непредусмотрен-
ными загрязнениями и повышенной кислотностью.
Для определения количества взвешенных частиц в воде при-
меняют следующий метод: через беззольный фильтр (белая
лента) средней плотности диаметром 11—13 см, предварительно
высушенный в течение 1,5—2 ч при температуре 105—НО °C
и взвешенный на аналитических весах, профильтровывают 1 л
исследуемой взмученной воды. Затем фильтр с осевшим на нем
осадком сушат в сушильном шкафу при той же температуре
в течение 1,5—2 ч, охлаждают в эксикаторе, взвешивают на
аналитических весах.
14
Таблица 1.4
Технические требования к качеству воды, применяемой для приготовления
эмульсий
Показатели Норма Тип присадки Стандарт (ГОСТ) на метод испытания
ВНИИНП-117 Аквол-3
Взвешенные вещества, мг/л, не более Общая жесткость: 5 2
мг-экв/л * немецких градусов, не более 14 4г-8 1 10-22 / 4151-72
Содержание, мг/л, не более:
хлоридионов 300 80 4245-72
сульфата ионов 100 4389—72
Сухой остаток, мг/л, не более Показатель степени содержания — 400 18164-72
ионов, pH Температура воды, °C 6,5—9,5 60—70 ** 18—25 *** 5,5—8 15-25 6709-72
* 1 мг-экв/л=2,84 немецких градуса.
** Температура воды при приготовлении концентрата.
*** Температура воды при добавлении ее в концентрат для получения эмульсии.
Число миллиграммов взвешенных в 1 л воды частиц опре-
деляется как разность масс фильтра после фильтрования Р идо
фильтрования Ро-
После контроля качества воды и приведения ее жесткости
в соответствие с установленными требованиями необходимо
осуществить входной лабораторный контроль качества посту-
пившей присадки.
Вначале проверяется состояние тары, в которой поступила
присадка, устанавливаются тип присадки, дата изготовления,
номер партии и сертификат (паспорт) на используемую партию
присадки.
Затем методами лабораторного контроля проверяются соот-
ветствие основных параметров присадки (стабильность, щелоч-
ное или кислотное число, отсутствие коррозионного воздействия,
содержание механических примесей) техническим требованиям,
приведенным в табл. 1.3.
Вследствие недостаточных эмульгирующих свойств для при-
готовления эмульсии с присадкой ВНИИНП-117 необходимо
пользоваться специальными установками УПЭ-1 (установка для
приготовления эмульсии), которые изготовлялись по заказам
15
шахт и производственных объединений Новгородским заводом
им. Петровского.
Техническая характеристика установки УПЭ-1
Объем бака для приготовления кон-
центрата, л....................... ПО
Рабочий объем бака для присадки, л 200
Электродвигатель привода редук-
тора:
тип................................. ВАД 32-4
рабочее напряжение, В.......... 380
частота вращения выходного ва-
ла редуктора, об/мин........... 250
Насос:
тип.............................. 11/2 К-6
подача, л/мин................. 96
полный напор, м............... 20,3
допустимая максимальная высо-
та всасывания, м................... 6,6
Электродвигатель:
тип.............................. АОЛ2-21-2
мощность, кВт...................... 1,5
частота вращения вала, об/мин 3000
Габариты, мм.......................250X1880X1120
Масса, кг............................ 1500
Гидравлическая схема установки УПЭ-1 приведена на
рис. 1.3.
Для приготовления эмульсии с применением установки
УПЭ-1 необходимо:
специальным устройством, которое входит в комплект по-
ставки установки УПЭ-1, закачать присадку в бак 1. Присадка
должна пройти входной контроль согласно требованиям
табл. 1.4;
к патрубку 5 подключить трубопровод для подачи воды
с жесткостью не более 5 мг-экв/л. Допускается умягчение воды
до указанных пределов за счет применения имеющихся на пред-
приятиях в парокотельных натрикатионитовых фильтров;
наполнить емкости 7 и 21 водой — для этого открыть вен-
тили 4 и 6. После наполнения емкостей 7 и 21 до отметок соот-
ветственно 80 и 900 на водомерном стекле вентили 4 и 6 за-
крыть;
включить нагреватели 9. При достижении температуры в ба-
ке-смесителе 7 65±5°С нагреватели автоматически выклю-
чаются. Затем открывается вентиль 2 и бак-смеситель 7 доли-
вается до отметки 100 присадкой из бака 1; включается мотор-
редуктор 3, который автоматически отключается через 15 мин
работы;
16
1.3. Гидравлическая схема установки УПЭ-1 для приготовления эмульсии
с присадкой ВНИИНП-117:
1 — бак для присадки; 2, 4, 6, 10, И, 12, 13, 16, 20 — вентили; 3 — мотор-редуктор мешалки;
5 — патрубок; 7 — бак-смеситель; 8 — уровнемер; 9 — нагреватели; 14 — манометр; 15 —
насос; 17—19 — спускные пробки; 18 — сетки грубой очистки; 21 — резервуар для эмуль-
сии; 22 — диспергирующие сетки; 23 — водомерное стекло
открыть вентиль 10 и выпустить приготовленный концентрат
из бака-смесителя 7 в резервуар для эмульсии 21; затем от-
крыть вентили 12, 20 и включить насос 15. Эмульсия готова.
Для выпуска эмульсии в емкость следует открыть вентиль
13 и включить насос; для прекращения выпуска закрыть вен-
тиль 12.
Основной особенностью установки УПЭ-1 является наличие
диспергирующей сетки 22, через которую насосом 15 прого-
няется эмульсия. При этом осуществляется дробление частиц
присадки до размера менее 5 мкм, что обеспечивает антикор-
розионные свойства эмульсии. Следует обратить внимание
эксплуатационников, что эмульсия, приготовленная на базе
присадки ВНИИНП-117 путем различных способов перемеши-
вания с водой (многократного перекачивания насосом, приме-
нения механических мешалок и т. п.), не обладает требуемым
Дисперсным составом частиц присадки и антикоррозионными
свойствами.
2 Заказ № 305
17
Имеются и другие установки для централизованного приго-
товления эмульсии, где дробление частиц присадки до требуе-
мого размера осуществляется ультразвуковыми генераторами.
Эффективность таких установок определяется антикоррозион-
ными свойствами эмульсии.
В связи с более легкой эмульгируемостью присадки Аквол-3
для ее приготовления не требуется применения специальных
устройств, обеспечивающих необходимый дисперсный состав
частиц присадки в воде (не менее 90 % частиц размером менее
5 мкм).
Присадка Аквол-3 на месте потребления разводится водой,
имеющей температуру 15—25 °C, в емкости, оборудованной пе-
ремешивающими устройствами (центробежными насосами, ме-
ханическими мешалками и т. п.). Перемешивание произво-
дится до получения однородной эмульсии с содержанием при-
садки 3± 0,1 %.
Контроль концентрации присадки в водно-масляной эмуль-
сии осуществляется специальным малогабаритным прибором —
рефрактометром.
В угольной промышленности СССР для определения кон-
центраций водных эмульсий на базе присадок ВНИИНП-117,
Аквол-3, 59ц и других пользуются рефрактометром ИРФ-460.
Определение концентрации производится путем измерения
показателя преломления водной эмульсии.
Рефрактометр состоит из рефрактометрического блока, ме-
жду призмами которого помещают каплю контролируемой
эмульсии, и зрительной трубы, в которую рассматривают гра-
ницу светотени, определяющую линию отсчета.
Рефрактометр снабжен двумя шкалами. По шкале концен-
трации производится непосредственный отсчет при эксплуата-
ции прибора. Шкала показателей преломления используется
при метрологических измерениях, настройке и юстировке,
а также в случае контроля концентрации других жидкостей.
Техническая характеристика рефрактометра ИРФ-460
Пределы измерений:
показателя преломления .... 1,33—1,35
концентраций, %.................... 0—10
Цена деления шкалы:
показателя преломления .... 5-10“4
концентраций, %.................... 0,25
Погрешность по показателю прелом-
ления ............................ ±3-10~4
Диоптрийная наводка окуляра, диоп-
трий ............................. ±4—5
Температура окружающей среды, °C +Ю4-+35
Относительная влажность, % . . . . До 95
Габариты (без футляра), мм ... . 215X42X78
Масса (без футляра), кг........... 0,6
18
Эмульсия на базе присадки А кв о л-3 должна
быть доставлена к месту использования в те-
чение одной смены после приготовления. Более
длительное хранение эмульсии недопустимо, так как без цирку-
ляции и доступа воздуха могут возникнуть и ускоренно проте-
кать микробиологические процессы, приводящие к потере анти-
коррозионных свойств.
Запрещается мыть руки эмульсией, так как
это может привести к кожным заболеваниям.
При приготовлении эмульсий на базе любой присадки осо-
бое внимание должно быть уделено обеспечению ее чистоты.
Емкость, насос, трубопроводы и другая тара, используемые
для приготовления и транспортирования эмульсии, должны
быть технически чистыми, т. е. не иметь ржавчины, частиц
сварки, окалины, отслаивающихся покрытий и других механи-
ческих загрязнений.
Следует учитывать, что объем рабочей жидкости в баке на-
сосной станции механизированной крепи изменяется в зависи-
мости от выполняемых технологических операций в лаве.
Заливать эмульсию в бак до максимальной отметки уровня
можно только в положении, когда все секции крепи подвинуты
к конвейеру (это не касается комплектных крепей МК-97, где
разрешается заливка эмульсии при любом положении секций
крепи).
Важное предупреждение. В процессе работы насосной стан-
ции за счет адсорбции частиц эмульсии на омываемых рабо-
чих поверхностях гидроэлементов (создания на омываемых по-
верхностях защитных пленок) состав эмульсии непрерывно
обедняется — уменьшается процентное содержание присадки
в воде и в результате снижаются антикоррозионные свойства
эмульсии. Поэтому рекомендуется не реже, чем один раз в три
дня, проверять концентрацию присадки в эмульсии методом
разложения серной кислотой. Для этого отбирают 50 мл анали-
зируемой эмульсии, помещают в колбу с градуированным на
0,1 мл горлышком и вливают туда, не смешивая, 20 мл кон-
центрированной серной кислоты. Содержимое колбы взбалты-
вают, через 2—3 мин заливают водой до верхнего деления,
опять взбалтывают и оставляют в покое при температуре
+ 60ч-+70°С. Через 1—2 ч замеряют количество выделивше-
гося масла и органических кислот. Концентрацию эмульсии
/Сэм, % вычисляют по формуле /СЭм=2а, где а — количество вы-
делившегося масла, мл.
Если в результате испытания обнаружено значительное по-
нижение концентрации присадки, то в обедненную эмульсию
необходимо добавить эмульсию с повышенной концентра-
цией.
Пример. Для работы необходима 3%-ная эмульсия с при-
садкой Аквол-3. При контрольном замере установлено, что ее
2*
19
содержание уменьшилось до 2 % • Разность в требуемой и фак-
тической концентрациях составляет 1 %. Для восстановления
эмульсии на каждые 100 кг жидкости требуется добавить
J кг концентрата, где b — концентрация присадки в концен-
трате эмульсии. Если, например, используется концентрат эмуль-
сии с 20%-ным содержанием присадки, то на каждые 100 кг
, 1 • 100 с пп п/
эмульсии следует добавить —— =5 кг концентрата с 20 %-ным
содержанием присадки.
Недопустимо для восстановления обедненной эмульсии до-
бавлять эмульсию с номинальным содержанием присадки, так
как при этом невозможно в резервуаре насосной станции полу-
чить концентрацию присадки в эмульсии требуемого уровня.
Вопросу приготовления и контроля качества эмульсии на
каждой шахте должно быть уделено самое серьезное внимание,
так как долговечность и надежность работы элементов гидро-
привода механизированных крепей прежде всего обусловли-
ваются качеством и чистотой рабочей жидкости — водно-мас-
ляной эмульсии.
1.4. Основные свойства рабочих
жидкостей
При гидравлических расчетах систем гидропривода исполь-
зуются следующие основные физические свойства рабочих жид-
костей: масса, плотность, вязкость, сжимаемость, теплопровод-
ность и др.
Поскольку рабочие жидкости в системах гидропривода под-
вержены значительным перепадам давления и скоростей дви-
жения, ряд физических свойств жидкости может существенно
изменяться, что следует учитывать при гидравлических рас-
четах.
Масса единицы объема (у, кг/м3) жидкости
т=4’
где G — масса жидкости, кг; V — объем жидкости, м3.
В международной системе СИ вес единицы объема изме-
ряется в ньютонах на кубический метр (Н/м3).
Относительной плотностью жидкости называется безразмер-
ная величина, являющаяся отношением массы жидкости при
температуре + 20 °C к массе дистиллированной воды в том же
объеме при температуре +4 °C:
^4°=-^. (1.2)
20
Плотностью (р, кгс. с2/м4) называется масса единицы
объема жидкости
p = f. (1-3>
где g—9,81 м/с2— ускорение силы тяжести.
Изменение плотности водно-масляной эмульсии в зависи-
мости от температуры и процентного содержания присадки
ВНИИНП-117 приведено в табл. 1.5. Эти данные могут быть
использованы и для определения плотности эмульсии на базе
присадки Аквол-3.
Изменение плотности рабочей жидкости в зависимости от
изменения ее температуры определяется по формуле
р. = -----(1.4)
vt 1 + М< — 2°) v 7
или
= 0-5>
где ро и Рао — плотность жидкости соответственно при /=0
и ^=20 °C при атмосферном давлении; 0t — относительный тем-
пературный коэффициент объемного расширения, 1/°С; At—
перепад температур.
Изменение плотности рабочей жидкости от давления опре-
деляется по формуле
Р, = Р.(1+4Р-) (!-6>
или
(1.7>
где рр и ро — плотность соответственно при давлении Р и атмо-
сферном Ро; Ар — перепад давлений; Ет — модуль объемной
упругости рабочей жидкости; 0О — коэффициент объемного
сжатия.
Одновременно влияние температуры и давления может быть
определено по приближенной формуле
(1+-^)
Р<. р — Ро (1 • 0-8)
Плотность водно-масляных эмульсий может быть опреде-
лена по формуле
Р = -апРпЖавРв . (1-9>
где ап и ав — процентное содержание масс соответственно при-
садки и воды; рп и рв — плотность соответственно присадки
и воды.
21
g Таблица 1.5
Изменение плотности водно-масляной эмульсии при давлении Ро=76О мм рт. ст. в зависимости от температуры
и процентного содержания присадки
% содержа- ния присадки (по массе) Система Единица Температура, °C
0 10 20 40 60 80
С присадкой ВНИИНП-117
1 £ / СГС г/см3 0,9994 0,9987 0,9978 0,9915 0,9816 0,9710
1,0 1 мк ГСС кгс • с2/м4 101,91 101,84 101,75 101,10 100,10 99,01
9 Л / СГС г/см3 0,9992 0,9985 0,9976 0,9913 0,9813 0,9707
1 мк ГСС кгс-с2/м4 101,89 101,82 101,73 101,08 100,06 98,98
2,5 СГС г/см3 0,999 0,9983 0,9974 0,9910 0,9810 0,9703
мк ГСС кгс-с2/м4 101,87 101,80 101,71 101,05 100,03 98,94
5,0 СГС г/см3 0,9984 0,9977 0,9968 0,9904 0,9803 0,9695
мк ГСС кгс-с2/м4 101,81 101,74 101,65 100,99 99,96 98,86
7,5 СГС г/см3 0,9976 0,9969 0,9960 0,9896 0,9794 0,9680
мк ГСС кгс-с2/м4 101,73 101,66 101,56 100,91 99,87 98,71
С присадкой Аквол-3
3,0 СГС мк ГСС г/см3 кгс-с2/м4 — — 0,9970 101,67 0,9906 101,01 0,9806 99,99 0,970 98,91
Для масел индустриальных И-12А, И-20А, И-ЗОА, И-40А
плотность при температуре +20 °C и атмосферном давлении
соответственно равна 876—871, 881—901, 886—910, 890—
930 кг/м3.
Вязкость — свойство рабочей жидкости оказывать сопротив-
ление сдвигу жидких слоев, что является ее наиболее важной
физической характеристикой, изменяющейся от температуры
и давления.
Вязкость характеризуется коэффициентами вязкости: р,—
динамическим (абсолютным) hv — кинематическим.
Эти коэффициенты связаны между собой зависимостью
V = f. (1.10)
Размерность динамической вязкости в СИ: Н-с/м2; 1 Н>с/м2=
= 0,102 кгс/м2=10 П (пуаз).
В зависимости от принятой размерности динамической (аб-
солютной) вязкости (кгс-с/м2; гс-с/м2; Н-с/м2) и плотности
(кгс-с2/м4; гс-с2/см4, кгс/м3) коэффициент кинематической вяз-
кости v имеет размерность: м2/с; см2/с; 1 см2/с=1 Ст (стокс) =
= 100 сСт (сантистокс) = 1 • 10-4 м2/с; 1 м2/с=Ь106 см2/с=1Х
X Ю6 сСт.
Кинематическая вязкость v связана с относительной вязко-
стью в градусах Энглера следующей зависимостью:
v = 0,0731°Е --5^-; (1.11)
10в> = 7,31«Е--^. ' (1.12)
Для воды и водно-масляных эмульсий пользоваться отно-
сительной вязкостью в градусах Энглера и ВУ нельзя.
Для нефтяных масел вязкостью °Е<16 в интервале темпе-
ратур +30ч- + 150оС и вязкостью °Е>16 в интервале темпера-
тур +40-т- + 110°С влияние температуры на изменение кинема-
тической вязкости можно учесть по формуле
где vt и V50 — кинематическая вязкость соответственно при тем-
пературе t и +50 °C; п — коэффициент, зависящий от значения
°Е50:
°Е5о. ... 1,2 1,5 2,0 3,0 4,0 5,0 6,0 7,0 8,0
п......... 1,39 1,72 1,79 1,99 2,13 2,24 2,32 2,42 2,49
°Е5о. ... 9,0 10,0 15,0 20,0 25,0 30,0 35,0 50,0
п......... 2,56 2,75 2,86 2,96 3,06 3,1 3,17 3,32
23
Изменение относительной вязкости маела индустриального
И-20А в зависимости от температуры приведено в табл. 1.6.
Таблица 1.6
Изменение относительной вязкости масла индустриального И-20А
в зависимости от температуры
Температура, °C Вязкость масла, °Е80 Температура, °C Вязкость масла, °Е8о
2,8 3,0 3,2 2,8 3,0 3,2
20 12,0 13,5 16,0 55 2,4 2,4 2,9
25 7,3 8,4 11,9 60 2,1 2,2 2,5
30 5,3 6,5 9,0 65 1,9 2,0 2,0
35 4,5 5,2 6,7 60 1,8 1,8 1,9
40 3,2 4,4 5,5 75 1,7 1.7 1,7
45 3,0 3,4 4,1 80 1,6 1,6 1,6
50 2,8 3,0 3,2 — — — •—
Следует иметь в виду, что нефтяные масла при длительной
работе в условиях дросселирования имеют свойство уменьшать
первоначальную вязкость на 25—50 % (мятие масла).
Кинематическая вязкость воды в зависимости от темпера-
туры при атмосферном давлении Ро=76О мм рт. ст.
(0,101 325 МПа) изменяется следующим образом:
Температура, °C 0 2 4 6
у, м2/с. . . . 1,7923-10-6 1,6730-10-6 1,5674-10-6 1,4726-10-6
у, см2/с (Ст) 0,017923 0,016730 0,015674 0,014726
Температура, °C 8 10 -15 20 25
>, м2/с. . . .1,3862-10-6 1,3081-10-6 1,1413-10-6 1,0068-10-6 0,8964-10-6
ч, см2/с (Ст) 0,013862 0,013081 0,11413 0,010068 0,008042
Температура, °C 30 40 50 60 80
м2/с. . . .0,8042-10-6 0,6612-10-6 0,5561-10-6 0,4768-10-6 0,3668-10-6
х, см2/с (Ст) 0,008042 0,006612 0,005561 0,004768 0,003668
Изменение кинематической вязкости водно-масляной эмуль-
сии в зависимости от температуры и процентного содержания
присадок ВНИИНП-117 и Аквол-3 приведено в табл. 1.7.
Вязкость рабочей жидкости существенно изменяется в зави-
симости от давления. Так, например, при увеличении давления
от 0 до 1500 кгс/см2 вязкость нефтяных масел возрастает при-
мерно в 15 раз, а вода при давлении около 9000 кгс/см2 затвер-
девает. С повышением давления примерно до 500 кгс/см2 вяз-
кость нефтяных масел изменяется практически линейно, с даль-
24
Таблица 1.7
Изменение кинематической вязкости (мм2/с) водно-масляной эмульсии
в зависимости от температуры и процентного содержания присадки
Концентра- ция присадки, % (по массе) Температура, °C
10 20 40 €0 80
С присадкой ВНИИНП-117
1,5 1,45 1,08 0,80 0,68 0,61
2,0 1,48 1,10 0,81 0,69 0,62
2,5 1,49 1,Н 0,81 0,70 0,62
5,0 1,64 1,22 0,90 0,78 0,66
7,5 1,82 1,35 1,1 0,90 0,75
। С присадкой Аквол-3
3,0 1 ’'я 1 ’’5 0,85 0,72 I 0,65
нейшим же повышением давления — растет прогрессивно.
Исключением в этом отношении является вода, у которой при
повышении давления до 500 кгс/см2 вязкость понижается, а при
дальнейшем повышении давления возрастает.
Изменение кинематической вязкости минеральных масел v
(см2/с) в зависимости от давления Р (кгс/см2) выражается сле-
дующей приближенной зависимостью:
vp = v0(l + 6P), (1.14)
где vP и vo — кинематическая вязкость соответственно при дав-
лении Р и атмосферном, см2/с; b — опытный коэффициент, при
Р = 04-500 кгс/см2 Ь = 0,003, при Р>500 кгс/см2 & = 0,01.
Для эмульсий изменением вязкости в зависимости от давле-
ния в инженерных расчетах обычно пренебрегают.
Сжимаемость рабочих ж и д к о с т е й. Рабочая жид-
кость под действием давления сжимается. Коэффициент сжи-
маемости
?.«=--(1.13)
где Рсж — коэффициент сжимаемости при температуре жидко-
сти t, см2/кгс; ДУ— уменьшение объема жидкости при давле-
нии Р; V—объем жидкости при начальном давлении Ро; Др—
приращение давления.
В СИ размерность Рсж — м2/Н; 1 м2/Н = 9,81 м2/кгс;
1 м2/кгс=0,102 м2/Н.
25
(116)
Величина, обратная коэффициенту сжимаемости, называется
объемным модулем упругости Есж, кгс/см2:
£ =____!_
сж Зсж •
В СИ модуль упругости выражается в единицах: Н/м2;
1 Н/м2 = 0,102 кгс/м2; 1 кгс/м2 = 9,81 Н/м2.
Для масел индустриальных при /=20°С среднее значение
рСЖм= 0,000 0524-0,000 075 см2/кгс.
В расчетах обычно рекомендуется принимать среднее значе-
ние Рсжм = 0,000 06 см2/кгс.
Соответственно объемный модуль упругости £CHtK, = (1,754-
-4-1,34) 104 кгс/см2 или среднее значение ЕСжю — 1,66-104 кгс/см2.
Большие значения коэффициента сжимаемости соответствуют
маслам с большой вязкостью. Значения коэффициента сжимае-
мости Рсж Для воды в зависимости от давления и температуры
приведены в табл. 1.8.
Таблица 1.8
Значения Рсж*10~в для воды в зависимости от давления и температуры t
t, °C Давление, кгс/см1
10 20 40 80 1С0 125 160 200
0 507 506 501 500 499 497 494 490
10 475 474 473 470 468 467 464 461
20 454 453 452 449 447 446 444 441
30 440 439 435 435 433 433 432 427
Для водно-масляных эмульсий допускается принимать зна-
чения Рож те же, что и для воды, при тех же условиях.
В обычных расчетах гидросистем горных машин сжимае-
мостью рабочей жидкости пренебрегают. В расчетах гидросистем
механизированных крепей, особенно при определении внешних
характеристик гидравлических стоек, а также при уточненных
расчетах насосов, гидромоторов, амортизаторов и других эле-
ментов, сжимаемость рабочей жидкости учитывается.
Объемное расширение рабочей жидкости
в зависимости от температуры характеризуется коэффициентом
объемного расширения 0( (1/°С):
₽<=4-£г- (1 in
Изменение объема жидкости
1/, = У(1 + ^Д0,
(1.18)
26
где Vt и V — объем жидкости соответственно при температуре t
и to, °C; M — t — to — изменение температуры, °C.
Для нефтяных масел коэффициент объемного расширения
в зависимости от плотности pi5°c при температуре 15 °C имеет
следующие значения:
р15оС ... 0,7 0,8 0,85 0,9 0,92
р,....... 0,00082 0,00077 0,00072 0,00064 0,000 60
Значения коэффициента объемного расширения для воды
в зависимости от давления и температуры приведены в табл. 1.9.
Таблица 1.9
Значения Рг*10-6 для воды в зависимости от давления и температуры
Давление, кгс/см2 Температура, °C
1-10 11-20 40-50 66-70 90-100
1,0 14 150 422 556 719
100 43 165 422 548 704
200 72 183 426 539 696
500 149 236 429 523 661
900 229 294 437 514 621
Для водно-масляных эмульсий можно использовать значения
Pt, приведенные для воды.
Теплопроводность и теплоемкость рабочих
жидкостей. Теплопроводность жидкости характеризуется ко-
эффициентом р*' [ккал/(см-’С)], имеющим линейную зависи-
мость от температуры:
р; = а + &/. (1.19)
Для индустриальных масел а=2,7*10~4; &=2,7*10-6 =
= 10-2а.
Для веретенного и турбинного масел а = 3*10-*; Ь — 3,75X
X10-e= 1,25- 10~2а.
Теплопроводность воды примерно в 5 раз выше теплопровод-
ности нефтяных масел и в зависимости от температуры имеет
следующие значения: р'5.с= 14,7*10-4, р'о ,с= 15,4* 10-4,
Pg0.c= 16,0-10-* ккал/см*°С.
Средняя удельная теплоемкость Ct нефтяных масел в ин-
тервале температур от 0 до 100 °C приближенно равна
0,4 ккал/(кг* °C);
27
для воды и водно-масляных эмульсий:
i, °C • . 0 10 20 30 40
ct . . . . 1,0093 1,0019 0,9988 0,9975 0,9973
t, °C . . 50 60 70 80 90 100
ct . . . . 0,9987 0,9987 1,000 1,0017 1,0036 1,0057
Химическая стойкость и рабочая температура. В системах
гидропривода, работающих на нефтяных маслах, в рабочей
жидкости накапливается конденсат воды. Одна часть этой воды
может остаться в маслобаке, а другая циркулирует вместе с ра-
бочей жидкостью. Если в нефтяных маслах отсутствует добавка до
5 % (по массе) ингибиторной присадки КП-2 по ТУ 38-1019—70,
конденсат воды может преждевременно вывести из строя гидро-
элементы вследствие коррозии их деталей.
Нагрев нефтяных' масел, используемых в качестве рабочей
жидкости, приводит к их окислению, сопровождающемуся после-
дующим образованием смол и осадков, часто нарушающих нор-
мальную работу гидроагрегатов. С повышением температуры
окисление нефтяных масел происходит более интенсивно. По-
этому не рекомендуется при длительной работе гидропривода
допускать нагрев рабочей жидкости свыше +60 °C. Повышение
температуры рабочей жидкости системы гидропривода сверх
указанного предела всего на +10 °C практически удваивает ин-
тенсивность окисления масла.
Следует также учитывать, что с повышением температуры
существенно уменьшается вязкость рабочей жидкости, а следо-
вательно, возрастают утечки, что способствует дальнейшему
увеличению нагрева рабочей жидкости. Поэтому оправданным
является опыт применения холодильников с использованием
воды системы орошения для охлаждения рабочей жидкости гид-
ропривода механизма подачи, что резко повышает эксплуата-
ционную надежность гидропривода.
Глава 2
ГИДРАВЛИКА ГИДРОМАГИСТРАЛЕЙ
2.1. Характер движения потока
жидкости в гидромагистралях
При движении потока жидкости в гидромагистралях различают
три режима течения: ламинарный, переходной и турбулентный.
При ламинарном режиме движение частиц жидкости происходит
по плавным траекториям, в основном параллельным оси трубо-
провода (рукава, канала) гидромагистрали. При турбулентном
движении частицы жидкости движутся, совершая поперечные
вихревые движения.
От характера режима движения потока жидкости зависит
величина гидравлических потерь, возникающих при движении
жидкости в гидромагистрали.
В 1883 г. Рейнольдс установил, что характер движения жид-
кости в трубе зависит от значения безразмерного числа (кото-
рое впоследствии назвали числом Рейнольдса — Re), опреде-
ляемого для трубы или круглого сечения по формуле
(2.D
где уСр — средняя скорость движения жидкости в трубопроводе,
см/с; d — диаметр проходного сечения трубопровода, см; р —
плотность жидкости, г-с/см4; ц— коэффициент динамической
(абсолютной) вязкости, дин-с/см2, или, определяя среднюю ско-
рость иСр через расход, а кинематическую вязкость через отно-
Н
шение v = , получаем
Ke— rcdv — dv * V2'
где Q — расход жидкости, см3/с,
л *d2
Q — ^cp-
Для участков гидромагистралей некруглого сечения число
Рейнольдса определяется по формуле
Re = ±V^ = ->. (2-3)
где R — гидравлический радиус, см,
Я = (2-4)
29
F — площадь сечения некруглой части гидромагистрали, см2;
£п — длина периметра смачивания сечения некруглой части гид-
ромагистрали, см.
Число Рейнольдса имеет два критических значения. Первое
значение, когда начинается переход от ламинарного режима
к турбулентному, и второе, когда завершен переход от ламинар-
ного режима к турбулентному (завершен второй переходной ре-
жим и поток жидкости движется по третьему режиму — турбу-
лентному).
Для круглых стальных труб ReKPi~2320 и ReKP2«3150.
В зависимости от типа элемента гидромагистрали число
Рейнольдса ReKpi при отсутствии пульсаций давления имеет сле-
дующие значения:
Металлическая труба круглая (канал) ....... 2320
Канал:
кольцевой ............................. 2000
прямоугольный (труба).................. 2000
Рукав гибкий с заделками....................1600
Узкая гладкая щель:
концентричная...........................1100
эксцентричная ......................... 1000
Узкая щель с кольцевыми проточками:
концентричная .......................... 700
эксцентричная .......................... 400
Окна цилиндрического золотника...............260
Проходные окна плоских и конусных клапанов 80
Для гидромагистралей механизированных крепей эти значе-
ния следует уменьшить примерно на 25—30 %.
Для уменьшения гидравлических потерь рекомендуется при-
нимать следующие скорости движения жидкости (и, м/с) в гид-
ромагистралях:
В линии всасывания диаметром, мм:
до 25......................... 0,6—1,2
свыше 25...................... 1,2—1,5
В линии нагнетания диаметром, мм:
до 25............................. До 3,0
свыше 25...................... До 3,6
В коротких каналах гидроблоков
управления и других аналогичных
местах............................ До 5,0
В сливных гидромагистралях .... До 2,0
Выбор скорости течения рабочей жидкости является весьма
важным вопросом, но не главным, особенно в напорных гидро-
магистралях. Важно, чтобы число Re и гидравлические потери
30
были в допустимых пределах. При всех условиях не следует при-
менять скорости более 15 м/с по трубопроводам диаметром
6—8 мм.
При выборе скорости потока рабочей жидкости в гидромаги-
стралях следует руководствоваться комплексом факторов, в том
числе допустимой величиной потерь давления, рабочим давле-
нием, вязкостью рабочей жидкости, качеством элементов гидро-
магистралей и др.
2.2. Ламинарное течение жидкости
в трубе круглого сечения
Возьмем отрезок трубы диаметром d, в котором жидкость
движется ламинарно (рис. 2.1). Из условий симметрии скорость
течения жидкости в одном сечении одинакова для всех точек,
расположенных на одинаковом расстоянии г от оси трубы.
Возьмем в трубопроводе два сечения Ai и Аг, отстоящих друг
от друга на расстоянии I по длине трубы.
Соответственно давление жидкости в сечениях Л1 и Л2 будет
Pi и Рг, при этом Р\>Рг (движение жидкости в направлении от
сечения Л1 к сечению Л2).
Выделим между сечениями At и Л2 объем жидкости в виде
цилиндра радиусом г и рассмотрим уравнение его движения.
Движение жидкости является равномерным, поэтому сила
давления лг2 (Pi — Р2) должна быть равна силе вязкостного
трения Т:
т----V-S-^r, (2.5)
где ц— коэффициент динамической вязкости; S — боковая по-
верхность рассматриваемого цилиндра жидкости;
ИЛИ
{Р'^Óà М
Интегрируя, получаем
v=-iiP'-^rir =- +с„ (2.7)
Значение Ci найдем, полагая, что к стенкам трубопровода
прилипает тонкий слой жидкости и, следовательно, скорость по-
d
тока в этом месте при г = /? = — равна нулю, тогда
а
(Р1-Р2)(Р2-г2)
4(Ц
(2-8)
31
И/л=21Уср
2.1. Схема для расчета формулы закона распределения скоростей потока
жидкости по сечению круглой трубы
2.2. График изменения скорости движения жидкости по сечению в трубопро-
воде круглого сечения при ламинарном (/) и турбулентном (2) режимах
течения
Полученный закон изменения скорости (формула Стокса)
является параболой (рис. 2.2). Максимальная скорость при
г = 0
^шах — 4р1/
(2.9)
Элементарный расход жидкости через кольцевую щель ра-
диусом г и толщиной dr будет равен dQ = v2nr dr,
(Pi-P2)(^-r2)2^rdr
4р./
Интегрируя в пределах от г = 0 до r = R, получаем полный
расход жидкости в трубе
г=/? я
п_ f (Pj-P2)(P2 — r2)itrdr _л(Р1—Р2) iRtfi ri\
4~rL> ~ ' * 2 * 4 'o
(Pi-P>)
8t>l
(2.Ю)
Средняя скорость движения жидкости в трубопроводе равна
_____ Q ______ Р2 (Pl — Pi) ____ °max
ср я/?2 — I8|4 — 2 •
(2-11)
При турбулентном режиме максимальная скорость движения
жидкости уменьшается и приближенно
шах 1 >2'Ocp. л-
32
При турбулентном режиме течения жидкости ее гидродина-
мическое состояние резко отличается от состояний при ламинар-
ном и переходном режимах. Внутри потока возникают пульса-
ции поперечной скорости. Перепад давления, как активная сила,
под воздействием которой движется жидкость, возбуждает пре-
восходящую ее упругую силу самой жидкости, величина которой
тем больше, чем больше скорость течения и масса потока.
Потерю давления (напора) в трубопроводе определим из
уравнения
4 8ц1
где Pi — Р2 = &р — потеря давления в трубопроводе на длине I.
Подставляя значения Q = nP2vcp и ц = vp, получаем
8vpZjt/?2V(.p 8vpZvcp 32vpZvCp /r>
ДР =----^4---=—Z?2—=------d2~ (2-12>
Это выражение для удобства пользования преобразовываем
следующим образом:
»?-32vpZ i 64
^=-V-=p-^4-4r- (2.13)
Обычно потерю давления на трение принято выражать фор-
мулой
4₽ = р^4‘-ттг-г-‘. <214>
где % — коэффициент гидравлического трения.
Для трубопровода круглого сечения при ламинарном режиме
движения жидкости
(2-15)
Иногда потерю давления удобнее определять через расход
жидкости, тогда уравнение можно преобразовать:
32vPZvcp_ 32vTxd2uepM _ !28vfZ „
Др d2 (216)
При течении реальных вязких жидкостей по реальным тру-
бопроводам наблюдается некоторое отклонение значений X от
64
величины
Re
Рекомендуется для трубопроводов реальных гидросистем
принимать
* = (2Л7>
3 Заказ №? 305
33
С учетом этой поправки формула примет вид
Д/? =
150^7
u d±g
Q.
(2.18)
Для гибких рукавов с заделками длиной от 300 до 1500 ре-
комендуется принимать
х = -^- при Re <2000.
Re г
(2.19)
При расчете потерь давления следует учитывать упругое
увеличение диаметра гибкого рукава в зависимости от давления
коэффициентом da, приведенным в табл. 2.1.
Таблица 2.1
Значение коэффициента d* увеличения диаметра гибкого рукава
в зависимости от давления
Давление Р, кгс/см2 Диаметр рукава, мм
8 12 16 20 25 32
0 1,0 1,0 1,0 1,0 1,0 1,0
2,0 1,0211 1,0198 1,0153 1,0126 1,0113 1,0071
5,0 1,0264 1,0248 1,0192 1,0158 1,0142 1,0090
8,0 1,0297 1,0278 1,0215 1,0178 1,0160 1,0102
10,0 1,0313 1,0294 1,0227 1,0188 1,0169 1,0108
20,0 1,0372 1,0349 1,0270 1,0223 1,0200 1,0128
30,0 1,0410 1,0385 1,0298 1,026 1,0221 1,0147
40,0 1,0440 1,0413 1,0320 1,0264 1,0238 1,0152
50,0 1,0465 1,0437 1,0338 1,0279 1,0251 1,0160
75,0 1,0514 1,0482 1,0374 1,0309 1,0278 1,0191
100,0 I,0551 1,0517 1,0401 1,0331 1,0298 1,0191
120,0 1,0576 1,0541 1,0419 1,0346 1,0312 1,0200
150,0 1,0608 1,0571 1,0443 1,0366 1,0329 1,0211
165,0 1,0622 1,0584 1,0453 1,0375 1,0337 —
200,0 1,0652 1,0612 1,0475 1,0393 —>
250,0 1,0688 1,0646 —- ,— — —
270,0 1,0698 •— — — — —
Для гидромагистралей некруглого сечения коэффициент гид-
равлического трения
> Аа.
Gt
(2.20)
где а — коэффициент формы сечения гидромагистрали; Rea —
число Рейнольдса, определенное по эквивалентному диаметру.
34
2.3. Значение коэффициента
Ат в зависимости от диа-
метра трубопровода d и
числа Рейнольдса Re
Эквивалентный диаметр
4Л
л
(2.21)
где F — площадь сечения некруглой гидромагистрали; Ln —
длина периметра смачивания.
2.3. Расчет коэффициентов
гидравлического трения
при турбулентном режиме течения
жидкости
Опыт института Гипроуглемаш по расчету коэффициентов
гидравлического трения при турбулентном режиме течения ра-
бочей жидкости в стальных трубопроводах круглого сечения
гидромагистралей механизированных крепей показывает, что
наиболее удобным является выражение
X = A Re-0’25, (2.22)
где Ат — коэффициент (положительной величины), изменяю-
щийся в функции от Re и диаметра d.
Значение коэффициента Ат в зависимости от диаметра трубо-
провода d и числа Рейнольдса Re можно определить по рис. 2.3.
3* 35
Для чисел Рейнольдса Re > 3200 можно воспользоваться бо-
лее общей формулой
х — _Ь-ег
А — Re е 1
(2.23)
где z= a 1g2 Re; 0Т и а — коэффициенты, зависящие от диаметров
трубопроводов. Их значения приведены в табл. 2.2.
Таблица 2.2
Значения коэффициентов 0Т и а
Диаметр d, мм ₽т а Диаметр dt мм ₽Т а
6 3,6166 ' 0,2900 20 6,6747 0,2443
8 4,2821 0,2772 25 7,2989 0,2379
12 5,2976 0,2613 32 7,9979 0,2314
16 6,0624 0,2513 40 8,6329 0,2260
Для гидравлически гладких трубопроводов можно исполь-
зовать формулу Блазиуса
А = (р Re)-0,25. (2.24)
Для гидромагистралей механизированных крепей в зависи-
мости от числа Рейнольдса рекомендуется принимать следую-
щие значения:
Re<7500 ........................... ? » 100
Re > 7500 -г- 2-104................ (5 « 64
Re = 2-104-5-5-104...................... 32
Re =5-10*4-1 -10®.................... В» 16
Re = 1-1О54-2-1О5..................... ₽« 8
Для стальных гладких трубопроводов при Re = 105-=-107 ин-
ститут Гипроуглемаш (А. И. Тесленко) рекомендует использо-
вать следующую формулу:
X«0,2Re. (2.25)
Для предварительных расчетов Гипроуглемаш (тот же ав-
тор) при Re = 3,5- 103-j-l • 107 рекомендует использовать следую-
щую формулу:
Х = (2,31 lg Re — 2,47)-1’83. (2.26)
Последние два выражения для Re>105 дают заниженные
значения Л, поэтому для этих значений числа Re величину Л сле-
дует увеличивать на 25 % -
36
Расчет технических трубопроводов по кривым И. И. Нику-
радзе проводить не рекомендуется, так как в них не в полной
мере учтено влияние диаметра трубопровода.
Для рукавов высокого давления с заделками рекомендуется
использовать формулу
К = Ap/Re0’265, (2.27)
где Re 1,2-105 и d = 8-J-38 мм Ар« 0,44-1-0,52.
Поскольку коэффициент Лр тоже зависит от числа Рей-
нольдса Re и от диаметра d (мм), уточненные значения Ар сле-
дующие:
d........ 8 12 16 20 25 32 38
Ар .... 0,52 0,50 0,48 0,46 0,45 0,44 0,44
При расчетах следует также учитывать упругое увеличение
внутреннего диаметра рукава от давления, используя данные,
приведенные в табл. 2.1.
С учетом изложенного для рукавов с заделками можно ис-
пользовать следующую более общую формулу расчета коэффи-
циента гидравлического трения:
х = (2.28)
где
zp = 0,185 lg2 Re.
Значения коэффициента ₽р в зависимости от диаметра рука-
вов d (мм) следующие:
d.......... 8
Рр......... 24,2
12 16 20
22,9 22,1 21,4
25 32 38
20,7 19,8 19,6
2.4. Расчет местных потерь давления
Реальная гидромагистраль кроме труб и гибких рукавов со-
стоит из соединительных деталей, изогнутых колен, угольников,
тройников, клапанов, распределителей, дросселей и других эле-
ментов, создающих местные сопротивления, вызывающие потери
давления.
Ввиду большого разнообразия этих элементов каких-либо
формул для вычисления значений величин местных потерь нет,
а при расчетах пользуются по аналогии с имеющимися осред-
ненными экспериментальными данными.
Обычно потери давления от местных сопротивлений принято
выражать в долях скоростного напора
(2.29)
37
где g— коэффициент местного сопротивления; у — масса еди-
ницы объема жидкости, кг/м3; v — средняя скорость жидкости
после местного сопротивления, м/с; Q — расход жидкости, м3/с;
d — диаметр гидромагистрали за местным сопротивлением, м.
После преобразования получим
(2.30>
При расчете потерь давления от местных сопротивлений при-
нято потери выражать в эквивалентной длине трубопровода,
потери давления в котором соответствовали бы потере давления
в данном местном сопротивлении:
Z V2 «2 / е . t , z /О
d 2g 2g ’ d ~ % ’ X d 9 (2-31)
принимая при ламинарном движении
g-4; / =
Re a 75
,=_га.
Re ’
(2.32)
Потери давления учитываются, если длина трубопровода />
>100d. Если местные сопротивления расположены на расстоя-
нии одно от другого не менее (204-30) d, то общие потери
определяются арифметическим суммированием коэффициентов
местных потерь. Если эти расстояния незначительны (/<20d),
то местные сопротивления начинают влиять друг на .друга, на-
рушая характер потока жидкости. Следует иметь в виду, что
суммирование в этом случае коэффициентов местных потерь
даст несколько заниженное их значение по сравнению с факти-
ческим. Для упрощения расчетов можно принять, что суммар-
ный коэффициент сопротивления
С=1,22Ем.с.
Средние значения коэффициента g для наиболее характер-
ных элементов гидропривода следующие:
Распределителей и золотников............ 2—4
Клапанов конических..................... 5,0
Распределительных и обратных клапанов
(без учета усилия пружины).............. 2—3
Самозапирающихся соединений (муфт) . . 1—1,5
Штуцеров, присоединяющих трубы к агре-
гатам, и переходников, соединяющих от-
резки труб..............................0,1.—0,15
Угольников с высверленными каналами
с поворотом на угол 90°.................1,1 —1,5
Вход в трубу (рис. 2.4).
При входе жидкости из бака в трубопровод с острой кром-
кой (рис. 2.4, a) g = 0,5.
38
cl б 6 г
2.4. Схемы входа жидкости в трубу
При входе со скругленной кромкой (рис. 2.4, б) коэффици-
ент g в зависимости от отношения г/d имеет следующие зна-
чения:
r/d ... . 0,01 0,02 0,04 0,06 0,08 0,12 0,16 0,2
k......... 0,43 0,36 0,26 0,2 0,15 0,09 0,06 0,03
При входе жидкости в трубопровод с конической фаской
(рис. 2.4, в) коэффициент g определяется отношением l/d и уг-
лом поворота колена ф° (табл. 2.3).
Таблица 2.3
Значения коэффициента местного сопротивления g
в зависимости от угла <р°
<р° Hd
0,025 0,С5 0,075 0,1 0,15 0,6
30 0,43 0,36 0,30 0,25 0,20 0,13
60 0,40 0,30 0,23 0,18 0,15 0,12
90 0,41 0,33 0,28 0,25 0,23 0,21
120 0,43 0,38 0,35 0,33 0,31 0,29
При входе жидкости в выступающий трубопровод (рис. 2.4, г)
коэффициент g определяется отношениями l/d и б/d (табл. 2.4).
Таблица 2.4
Значения коэффициента местного сопротивления § в зависимости
от отношения b/d и l/d
b/d l/d
0,01 0,05 0,1 0,3 0,5
0,01 0,57 0,65 0,72 0,82 0,85
0,02 0,55 0,56 0,60 0,69 0,72
0,03 0,52 0,52 0,54 0,58 0,62
0,04 0,51 0,51- 0,52 0,53 0,54
39
При входе жидкости в трубопровод (канал; турбулентный
поток) под углом а° (кромка острая) коэффициент £ имеет сле-
дующие значения:
ао .... 20 30 45 60 70 80 90
§........ 0,96 0,91 0,81 0,70 0,63 0,56 0,50
При входе жидкости в трубопровод коэффициент gBC в зави-
Fi
симости от отношения —=— имеет значения:
Ft
F<,
“.0,0 0,01 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,0
г\
евс .0,4 0,396 0,386 0,37 0,352 0,330 0,302 0,266 0,220 0,156 0,072 0,0
Для плавных изогнутых под углом 90° колен трубопровода
в зависимости от радиуса изгиба г и внутреннего диаметра
трубы d коэффициент местного сопротивления равен:
d/r. . .0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 1,2 1,4 1,6 1,8 2,0
$. . . .0,131 0,138 0,158 0,2 0,294 0,294 0,44 0,661 0,977 1,978
При последовательных плавных поворотах на угол 90° в за-
висимости от вида соединений коэффициент местных потерь при-
веден на рис. 2.5.
Для сварных колен в зависимости от угла поворота колена
Ф° коэффициент | имеет следующие значения:
<?° . . . 10 20 30 40 50 60 70 80 90
6 . . . . 0,04 0,1 0,17 0,27 0,39 0,54 0,71 0,92 1,14
Для прямоугольных тройников с разделением и соединением
потоков и для угольников с поворотом под различными углами
значения коэффициента местных потерь £ приведены на рис. 2.6.
Значения коэффициента g в зависимости от внезапного рас-
ширения трубопровода приведены в табл. 2.5, в зависимости от
внезапного сужения трубопровода — в табл. 2.6, при выходе из
трубопровода на плоскую поверхность — в табл. 2.7, при про-
ходе жидкости через сетки из круглой проволоки — в табл. 2.8.
При Re >3500
Н'-Ш’Т-
При свободном выходе жидкости (турбулентный поток)
(рис. 2.8, a) g = 1,0.
Клапаны конусные с конической опорной поверх-
ностью
+ (2-34)
Uo )
где do — диаметр подклапанного отверстия; h — высота подъема
клапана.
40
2.5. Коэффициенты местных потерь при последовательных плавных поворотах
трубопроводов на угол 90° и различных видах соединений:
Л-еП.п = 2£90°; ^-Вп.п =3^90°; в-£п.п=4&90о
t=0,5
%раз~ 1—1 >5
tcoed~Z~2,5
tc=0,5-0,6
tom-0’9 W
tmp-0f1-0,2
2.6. Коэффициенты местных потерь при
в тройниках и угольниках
соединении и разъединении потоков
Таблица 2.5
Значения коэффициента £ в зависимости от внезапного расширения
трубопровода (рис. 2.7, а)
Re F2/Fi
0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6
10 3,1 3,1 3,1 3,1 3,1 3,1
20 3,0 2,8 2,6 2,4 2,3 2,15
30 2,4 2,2 2,0 1,8 1,65 1,55
40 2,15 1,85 1,6 1,5 1,35 1,25
50 2,0 1,7 1,5 1,3 1,15 1,05
100 1,7 1,4 1,2 1,0 1,75 0,65
200 1,65 1,3 1,1 1,05 0,9 0,6
500 1,7 1,3 1,1 0,85 0,65 0,4
1000 2,0 1,6 1,3 1,05 0,9 0,6
2000 1,6 1,25 0,95 0,8 0,65 0,5
3000 1,0 0,7 0,6 0,4 0,3 0,2
3500 0,81 0,64 0,5 0,36 0,25 0,16
41
Таблица 2.6
Значения коэффициента £ в зависимости от внезапного сужения
трубопровода (рис. 2.7,6)
F2/Fi
Re 0,1 0,2 0,3 о,4 0,5 0,6
10 5,0 5,0 5,0 5,0 5,0 5,0
20 3,2 3,1 1,95 2,8 2,7 2,6
30 2,4 2,3 2,15 2,0 1,8 1,7
40 2,0 1,84 1,7 1,6 1,46 1,35
50 1,8 1,62 1,5 1,4 1,3 1,2
100 1,3 1,2 1,1 1.0 0,9 0,8
200 1,04 0,95 0,85 0,78 0,65 0,56
500 0,82 0,7 0,6 0,5 0,42 0,35
1000 0,64 0,5 0,44 0,35 0,3 0,24
2000 0,5 0,4 0,3 0,25 0,2 0,15
4000 0,8 0,6 0,55 0,45 0,4 0,35
5 000 0,75 0,6 0,55 0,5 0,42 0,35
10 000 0,5 0,4 0,35 о,з 0,25 0,2
50000 0,45 0,4 0,35 0,3 0,25 0,2
2.7. Внезапные расширение (а) и сужение (б) трубопровода
2.8. Выход жидкости свободный (а) и на плоскую поверхность (б)
Таблица 2.7
Значения коэффициента местного сопротивления | при выходе
из трубопровода на плоскую поверхность (рис. 2.8, б)
а° А, мм hid
0,10 0,15 0,20 0,25 0,33 0,40 0,50 0,60 0,70 1,0
0 0 1,76 1,59 1,37 1,20 1,Н 1,00
90 d 1,50 0,72 0,74 0,83 0,91 0,94 0,96 0,98 0,99 1,00
42
Таблица 2.8
Значения коэффициента местного сопротивления £ при проходе жидкости
через сетки из круглой проволоки
So/S Re
50 100 150 2С0 зсо
0,1 11,8 100 92,7 88,8 82,0
0,15 48,1 41,4 37,8 36,2 33,4
0,2 24,5 21,0 19,2 18,4 17,0
0,25 14,4 12,4 11,3 10,8 10,0
0,3 8,93 7,68 7,0 6,71 6,2
0,4 4,32 3,72 3,39 3,24 3,0
0,5 2,38 2,05 1,86 1,79 1,65
0,6 1,40 1,22 1,10 1,05 0,97
0,7 0,84 0,72 0,66 0,63 0,58
0,8 0,46 0,40 0,36 0,35 0,32
0,9 0,2 0,17 0,16 0,15 0,14
1,0 0 0 0 0 0
В зависимости от отношения
терь имеет следующие значения:
h/d0 коэффициент местных по-
h/d0. . . 0,1 0,75 0,2 0,25 0,3 0,35 0,4
е . .J. . . 15,6 7,27 4,35 3,0 2,27 1,82 1,54
Приведенные значения верны
Пластинчатые фильтры
пад давления в фильтре
в пределах 0,125</i/do <0,4.
грубой очистки. Пере-
Др =
qv0,54 \ 1,18
9,5Лжсс-6 /
(2.35)
где Др — перепад давления, кгс/см2; — живое сечение для
прохода жидкости в фильтрующем пакете, см2,
Fx = О,7огс/)вня;
с— зазор между пластинами, см; Dm — внутренний диаметр
обвода фильтровальных пластин, см; п — число зазоров между
пластинами.
Величины S и So — полное и проходное (живое) сечение
сетки;
где v — скорость потока перед сеткой, см/с; 6 — диаметр прово-
локи, см.
43
При п рядах сеток, через которые последовательно прохо-
дит жидкость,
п
(2.36)
1
где Zi — коэффициент сопротивления каждого слоя сетки.
2.5. Течение жидкости в узких щелях
В гидроагрегатах и элементах систем гидропривода в каче-
стве уплотнительных элементов широко используются узкие
щели. При этом под узкой щелью обычно понимают щель шири-
ной не более 50 мкм. Узкие щели в зависимости от конфигура-
ции могут быть плоскими (рис. 2.9, а); кольцевыми с гладкими
поверхностями 1 и с кольцевыми канавками 2 на одной из по-
верхностей (рис. 2.9, б).
В зависимости от относительного расположения поверхно-
стей, образующих кольцевые щели, последние бывают концент-
рическими (рис. 2.9, в) или эксцентрическими (рис. 2.9, г).
Узкие щели различают с неподвижными уплотняющими по-
верхностями и подвижными, перемещающимися одна относи-
тельно другой со скоростью V.
Расход жидкости через узкие щели определяет внутренние
утечки жидкости в гидроагрегатах и, как следствие, значение
объемного коэффициента полезного действия.
Плоская узкая щель. Для определения расхода жидкости че-
рез плоскую узкую щель при ламинарном режиме движения рас-
смотрим силы, действующие на параллелепипед жидкости раз-
мером /Х2уХ& (рис. 2.10), расположенный симметрично в щели.
При этом давление в сечении А\ равно Pi, в сечении Л2— Р2;
к тому же Pi>P2 и движение жидкости происходит от сечения
41 к сечению Л2.
Осевая сила давления, действующая на параллелепипед,
Г1 = 2у&(Р1-Р2) = 2у6Др.
Сила вязкостного трения по двум поверхностям параллеле
пипеда
F2 = -2^^-.
Поскольку движение жидкости равномерное, имеет место
равенство
Fi = F2 или 2yb Lp= —
dv *P у
dy Zp.
44
+У
D
2.9. Узкие щели различных конфигураций
2.10. Схема для расчета формулы расхода жидкости при ламинарном движе-
нии через плоскую узкую щель
Интегрируя, получаем
Значение постоянной интегрирования С находим, полагая, что
е
при у = ±~, v — 0,
£
с — 4г-"!
о/р
и соответственно
е2
4
<и =
(2.37)
где е — величина зазора, см.
Найденное уравнение скорости геометрически представляет
собой параболу. Максимальное значение скорости утах находим,
полагая, что у = 0:
= _Дре2
8Zfx ’
(2.38)
Элементарный расход слоя жидкости толщиной dy у двух
стенок параллелепипеда будет равен
dQ = zb dyv = - у2) dy.
45
Интегрируя это уравнение в пределах от у = 0 до у = ,
получаем
&
у=— —
о- J,
у=0
ИЛИ
Q = -^~- (2.39)
Соответственно значение средней скорости движения жидко-
сти в щели будет равно
Q 2 /п
^СР — be ~ 12/и — “З’^тах- (2.40)
Рассматривая уравнение (2.39), видим, что расход жидкости
(или величина утечки жидкости) через узкую щель пропорцио-
нален величине зазора в третьей степени.
Это обстоятельство является определяющим в предъявлении
высоких требований к точности изготовления и всяким видам
упрочнения поверхностей (термообработке, хромированию, на-
пылению твердого сплава и др.) сопрягающихся деталей гидро-
агрегатов для уменьшения их износа, так как даже незначитель-
ное увеличение зазоров вызывает весьма существенное увеличе-
ние утечек.
Надо также понимать, что утечки — это потери энергии, пре-
вращающиеся в тепло; с увеличением утечек соответственно воз-
растает нагрев рабочей жидкости.
Зачастую плоская щель образуется за счет зазора, остающе-
гося между телом, заключенным в пространстве, и двумя парал-
лельными поверхностями (рис. 2.11).
Несмотря на неизменность суммарного зазора S = b2 — Ъ\9
в зависимости от распределения этого зазора по боковым по-
верхностям существенно изменяется величина утечек.
В случае симметричного расположения (рис. 2.11, а)
= величина утечки
0 26 ДреЗ бДрЗз
В случае асимметричного расположения (рис. 2.11, б) сум-
марный зазор будет расположен только с одной стороны. Тогда
величина утечки будет равна
^2=Аж-’ Q2 = 4Qb (2.42)
46
2.11. Плоская щель зазора: при рас-
положении:
а — симметричном; б — асимметричном
Неподвижная поверхность
В Подвижная поверхность Р1>Р2
2.12. Распределение скорости движения жидкости в узкой щели в случае
движения одной поверхности щели относительно другой со скоростью и:
а — сложение скоростей; б — возможные варианты при сложении и вычитании скоростей
т. е. в зависимости от взаимного расположения деталей и пере-
распределения суммарного зазора по торцам величина утечек
может изменяться в 4 раза.
Это обстоятельство следует иметь в виду при испытании,
определении утечек и объемного к. п. д. шестеренных и лопаст-
ных насосов, гидромоторов и других подобных гидроагрегатов.
В случае, если одна поверхность, образующая узкую уплот-
няющую щель, движется относительно другой со скоростью и
(рис. 2.12, а) и пограничные слои жидкости как бы прилипают
к поверхностям А и В (в точке а скорость v = 0 и в точке b
. и
V — U), тогда оср = —,
а суммарный расход жидкости с учетом
относительного движения поверхностей, образующих узкую
щель, будет равен
b &реЗ beu be ( . е2 \
QcyM— 12Zft ± 2 — 2 \ Р 6/р. ±МГ
(2.43)
При совпадении направления скорости движения жидкости
под действием давления с направлением скорости и берется
знак « + », при несовпадении — знак «—» (рис. 2.12, б).
Кольцевая концентрическая щель является
наиболее распространенной в гидроагрегатах (золотниках рас-
пределителей, плунжерах насосов, гидромоторах и др.).
47
2.13. Схема для расчета формулы
расхода жидкости через эксцентриче-
скую кольцевую щель
Если кольцевая щель концентрична, а поверхности, образую-
щие щель, относительно неподвижны, то b = 3rdCp, где dCp —
средний диаметр концентрического кольца, тогда зазор
_ __ ^1 — ^2 _J_
— 2 ~' 2
(2.44)
i — диаметральный зазор между поверхностями d\ и di (di>di);
суммарный расход жидкости составит
п nd кр /з
96 I
(2-45)
Это уравнение расхода, выведенное из условий плоской щели,
для концентрической щели является не совсем точным. Однако
полученная ошибка не превышает 1 %, и ею на практике пре-
небрегают, так как уточненное уравнение громоздко.
Иногда формулой (2.45) удобнее пользоваться, заменив
т
|X = pv на Р = -у-,
О
тогда
4 12Zv7
или для концентрической щели
^ср Д р i3g
96 z vt” ’
(2.47)
где dCp — средний диаметр кольцевого зазора, см; I — длина
щели по направлению движения жидкости, см; -у — масса еди-
ницы объема, кг/см3.
Кольцевая эксцентрическая щель. Рассмотрим
более распространенный на практике случай, когда кольцевая
щель эксцентрическая (рис. 2.13). В этом случае зазор i будет
изменяться от Smln = 0 до Smax = 2в = di — d2.
48
Изменение зазора можно выразить уравнением
Z = e(l +cos<f>), (2.48)
где i — зазор в рассматриваемом радиальном сечении; <р — угол,
образуемый плоскостью сечения и осью симметрии.
Используя уравнение (2.47), определяем среднюю скорость
движения жидкости в щели:
_____ Q __ nd __________bp fl
v4> — F ~ 96 /рис dcpZ 96ZiT*
Подставляя вместо i его максимальное значение 2е, получаем
Дре22 _ Дра2
241р. ~ 121р • ;
Учитывая, что для эксцентрической щели зазор i изменяется
по закону
I = е( 1 + COS ср),
получаем
Дре 2 (1 4- cos <р)2
127^
расход жидкости через эксцентрическую щель будет
(2.49)
(2.51)
®ср
Тогда
равен
(2.53)
2«
п ___ f Д/?е2 (1-J-COS <р)2е (I 4-COS ?) Г
Чэк— 0J 12Zpi ’
с?2 — dl
Гдег=—
Интегрируя это уравнение в пределах от 0 до 2л, получаем
Q^=-Ag3--. (2>52)
Среднюю скорость движения жидкости в эксцентрической
щели найдем, разделив Q3K на F = 2пге:
Л ___ 2,5Дре2
с'ср— w-
Из сравнения скоростей 1/Ср и vCp при концентрической щели
видно, что в случае эксцентрической щели средняя скорость и
расход в 2,5 раза превышают эти величины при концентрической
щели. Поскольку положение золотника относительно отверстия
гильзы носит вероятностный характер, на практике при рас-
чете утечек принимают среднее значение расхода
__ Qkoh + Qax _ 1 тел
рас — g — иЧкон,
(2-54)
4 Заказ № 305
49
где Qkoh и Qbk — расход жидкости соответственно через кон-
центрическую и эксцентрическую щель.
Число Рейнольдса для кольцевой щели можно определить по
формуле (2.3).
Если длина периметра смачивания
Zn = 2«r2 + 2wri,
а гидравлический радиус
р *(г1~ Г1) ____ Г2 —и
2я(г2+Г1) 2
di di
где п — -у- и п = , тогда
£ £
2vcp(r2 —n) vcpS
г\ А —। — .... ----.
(2.55)
где S — диаметральный зазор кольцевой щели, S = d2— d\.
Коэффициент гидравлического трения для кольцевой кон-
центрической щели
24 24у 24р.
кон — -рГ — VcpSp
Коэффициент сопротивления для кольцевой эксцентрической
щели
> 9,6 9,6v 9,6р.
эк Re vcpS vcpSp *
Влияние давления на расход жидкости через узкие щели.
В зависимостях, приведенных выше, исходили из того, что вяз-
кость рабочей жидкости при ее протекании через узкую щель
остается неизменной. В действительности вязкость рабочей жид-
кости по длине узкой щели изменяется в зависимости от измене-
ния давления и температуры.
В гидравлических системах горных машин обычно влиянием
изменения температуры пренебрегают, а влияние давления учи-
тывают при Р>160 кгс/см2. Зависимость между динамической
вязкостью и давлением Р выражается уравнением
[1 = [10едР, (2.58)
где цо—коэффициент динамической вязкости рабочей жидко-
сти при атмосферном давлении; Ь = 0,002 -т- 0,003 — опытный ко-
эффициент; Р — избыточное давление у входа в узкую щель,
кгс/см2.
Расход жидкости равен:
при концентрической щели
^кон = 127^ ’ <2-59)
50
при эксцентрической щели
______ 2,5те б/еЗДр
Уэк~ ’
С учетом изменения давления и вязкости рабочей жидкости
в щели элементарный расход будет равен
2,5те ds3e~bP , D
=------12Z^----dP'
Полагая Pi — давление жидкости на входе в щель и Р2 — на
выходе из щели, проинтегрируем это выражение в пределах от
Pi до Р2:
„ f2 2,57tde3e-6₽ , 2,5я rfe3 (е_6Рг — е—ftP‘)
= J ----12*-----dP~------------------------
Pl
При вытеканиц жидкости из щели в атмосферу Р2 = 0, тогда
_ 2,5тее3д? (1 -е"6Р1)
эк ~
(2.60)
I2/fio*
Q
(2.61)
12/|x0/>
В этом уравнении величина —~ (1 —е-6Р1) называется услов-
ным расчетным давлением Рр.
Таким образом, определение утечки жидкости через кольце-
вую щель с учетом изменения вязкости жидкости от изменения
давления по длине щели практически сводится к определению
условного расчетного давления
Рр=4(1-е-"Ч
(2.62)
(2.63)
(2.64)
Последующий расчет ведется по обычным формулам:
для концентрической кольцевой щели
те
QKOHp = 12Zft0 .
для эксцентрической кольцевой щели
п 2,5те
УэкР= 127^ •
Для трубопроводов высокого давления расход жидкости
с учетом изменения вязкости жидкости в зависимости от измене-
ния давления составляет
п _ nd3(e~^-e~^)
УР 15OZp.o£
где Pi и Р2 — давление рабочей жидкости соответственно на
входе в трубопровод длиной I и выходе.
(2.65)
4*
51
2.14. Зависимость условного расчетного давления Рр от давления на входе Pi
в случае Ps=0
2.15. Влияние наложения осциллирующих перемещений на расход жидкости
через узкую щель 8=0,02 мм при Др=5 кгс/см2, /= + 55 °C:
/ — без осциллирующих перемещений; 2 — при f=l перемещение/с; 3 — при /—1,7 переме-
щений/с; 4 — при /=10 перемещений/с; 5 —при /=30 перемещений/с
График определения условного расчетного давления Рр в за-
висимости от давления на входе Pi для случая, когда Р2 = 0,
приведен на рис. 2.14.
Облитерация узких щелей. Экспериментально установлено,
что при протекании рабочей жидкости через узкую щель (осо-
бенно размером е до 20 мкм), образуемую неподвижными по-
верхностями, утечка жидкости изменяется в зависимости от вре-
мени. Через некоторый промежуток времени утечка жидкости
через узкую щель уменьшается до определенной величины,
а иногда (при размере е до 10 мкм) и прекращается полностью.
Указанное явление называется облитерацией (заращиванием)
щели. При самом незначительном перемещении относительно
друг друга поверхностей, образующих щель, утечка жидкости
восстанавливается до первоначальной величины — как бы про-
исходит устранение заращивания щели. Снятие или уменьшение
давления не устраняет явления облитерации щели. Физическое
существо явления облитерации объясняется возникновением на
образующих узкую щель поверхностях фиксированного гранич-
ного слоя из адсорбционных слоев полярных молекул. Толщина
такого граничного слоя лежит в пределах 4—5 мкм.
Явление облитерации более интенсивно проявляется при
нефтяных маслах с малой вязкостью, а также с увеличением пе-
репада давления и температуры рабочей жидкости. Наименьшую
склонность к облитерации имеют водно-масляные эмульсии.
При появлении облитерации в золотниковых парах про-
порционально увеличивается усилие страгивания золотника
с места.
52
Устранения облитерации достигают наложением на одну из
деталей, образующую узкую щель, осциллирующих осевых или
угловых колебаний с частотой не менее 30 Гц и амплитудой не
менее 0,2 мм.
Влияние наложения осциллирующих перемещений и их ча-
стоты на расход жидкости через узкую щель приведено на
рис. 2.15.
Температурные изменения размеров уплотняющих щелей.
Вследствие назначения малых зазоров в уплотняющих щелях,
особенно с ростом давления рабочей жидкости в системах гид-
ропривода, приходится учитывать изменение размеров уплотняю-
щей щели в связи с изменением температуры.
Если радиальный зазор в кольцевой щели при температуре
to был равен ео, то при температуре t он будет равен
+ (2.66)
где d — диаметр плунжера (золотника); 0 и а — коэффициент
объемного расширения материала соответственно гильзы и
плунжера.
Выбором материалов с разными значениями коэффициентов
объемного расширения для гильзы, золотника или плунжера,
образующих уплотнительную щель, можно регулировать зазор
в щели и, следовательно, величину утечки в заданном интервале
температур.
Кроме того, при разных значениях коэффициентов объемного
расширения материалов гильзы и золотника (плунжера) необ-
ходимо убедиться в том, что при предельных верхнем и нижнем
значениях рабочей температуры не произойдет заклинивания
пары, образующей уплотнительную щель.
Глава 3
НАСОСЫ ПОСТОЯННОЙ ПОДАЧИ
3.1. Общие сведения
Основным агрегатом в системах гидропривода — генератором
энергии является насос, преобразующий механическую энер-
гию двигателя привода в энергию потока рабочей жидкости, пе-
ремещаемой под давлением.
В системах гидропривода применяются насосы объемного
типа, вытесняющие за оборот определенное количество жидкости
из объема рабочих полостей при заданном давлении. Теоретиче-
ское количество вытесняемой рабочей жидкости за один оборот
ротора насоса называется объемной постоянной q (л/об) насоса.
Теоретическая подача насоса (л/мин)
QT = ^,
где п — частота вращения вала насоса, об/мин.
Фактическая подача насоса (л/мин)
Фф == Qt Qy,
где Qy — величина утечек рабочей жидкости внутри насоса,
л/мин.
Величина утечек Qy, как и фактическая подача насоса, зави-
сит от изменения давления, вязкости рабочей жидкости, точности
изготовления и состояния насоса (степени точности и износа его
деталей).
Относительная величина утечек внутри насоса характери-
зуется значением его объемного к. п.д.:
Qt Qy 1 Qy
7106 = 01 = 1 ~ W
(3.1)
(3.2)
(3.3)
Следует иметь в виду, что вследствие нестабильности техно-
логии изготовления даже у нового насоса из-за различной сте-
пени точности изготовления деталей характеристика расходов
определяется полем, ограниченным кривыми Q' — Q", и соот-
ветственно у насосов, отработавших заданный ресурс, полем,
ограниченным кривыми Q'p—Q" (рис. 3.1).
У хорошо сконструированных насосов кривые Q пологие и
разница между кривыми QH и Qp минимальна.
Разница между кривыми Q'H и Q" (величина поля) опре-
деляется в основном стабильностью технологии изготовления
54
3.2. Кривые изменения харак-
теристики насоса в зависимости
от вязкости рабочей жидкости
3.1. Поле характеристик нового насоса QH и после отработки заданного ре-
сурса Qp в зависимости от давления и точности изготовления деталей
насоса, и чем стабильнее технология, тем обычно меньше эта
разница.
Следует иметь в виду, что, исходя из номинального давле-
ния Рн, подача насоса определяется полем величин от до
Q", и при этом необходимо точно знать, какая величина подачи
принята за номинальное значение.
Следует также учитывать, что утечки насоса, а следова-
тельно, и его фактическая подача зависят от вязкости рабочей
жидкости, а последняя, в свою очередь,— от ее температуры.
Кривые изменения характеристики насоса в зависимости от
изменения вязкости рабочей жидкости приведены на рис. 3.2.
Учитывая изложенное, необходимо в характеристиках или
параметрах насоса указывать, при какой вязкости рабочей жид-
кости они получены.
Для уменьшения возрастающих утечек внутри насоса вслед-
ствие неизбежного износа деталей в процессе его эксплуатации
целесообразно в большинстве случаев в изношенных насосах
применять рабочую жидкость увеличенной вязкости.
Вторым важнейшим параметром насоса является номиналь-
ное рабочее давление, при котором насос должен сохранять за-
данные параметры в пределах установленных норм и в течение
установленного срока службы (ресурса).
Номинальные давления (кгс/см2) регламентируются
ГОСТ 12445—67 и выбираются из следующего ряда:
1 12,5 40 160 630
1,6 14 50 200 800
2,5 16 63 250 1000
4,0 20 80 320 1250
6,3 25 100 400 1600
10 32 125 500
55
Развиваемое насосом максимальное давление обычно огра-
ничивается предохранительным клапаном, который имеет свою
характеристику по разбросу давления открывания и закрывания
клапана в зависимости от подачи насоса.
Под наибольшим рабочим давлением насоса понимают то
максимальное давление, при котором насос может работать
в течение заданного ресурса без потери подачи за счет сраба-
тывания предохранительного клапана (см. рис. 3.1). Обычно это
давление соответствует номинальному давлению насоса и равно
Рраб max 0,85Рп< Кср, (3.4)
где Рп.кср—среднее давление срабатывания предохранительного
клапана.
Обычно наблюдается разброс давлений срабатывания предо-
хранительного клапана
Ль Кфак = Л. кСр ± ^Рп. KJ &Рп. к = (0,05 "5- 0,08) Рп. Кср,
где Рп.кфак—фактическое давление срабатывания предохрани-
тельного клапана; Лрп.к — разброс давления открывания и за-
крывания клапана от его среднего значения Рп.'кср.
Гидромагистраль рассчитывается на условное давление. Ис-
пытание гидроагрегатов на герметичность и прочность осуществ-
ляется пробным давлением.
Максимальное рабочее давление (номинальное давление),
развиваемое насосом, во многом определяет конструкцию, габа-
риты и массу всех гидроагрегатов, а также их долговечность
и надежность.
В настоящее время в системах гидропривода различных
горных машин применяются приведенные ниже номинальные
рабочие давления Р, кгс/см2:
Механизмы подачи очистных комбайнов 100—250
Механизмы подъема шнеков и лыж очи-
стных комбайнов........................ 160—320
Проходческие комбайны...................100—160
Насосные станции механизированных кре-
пей ................................... 200—320
Поршневые полости гидростоек механизи-
рованных крепей........................ 320—630
В системах гидропривода имеется тенденция повышения ра-
бочих давлений, так как это связано с уменьшением габаритов
и массы гидроагрегатов.
Подача (расход жидкости) наряду с рабочим давлением яв-
ляется основной характеристикой любого насоса.
56
Требуемая мощность W(kBt) привода насоса
w--W. <3-5>
где Р — рабочее давление, развиваемое насосом, кгс/см2; QT —
теоретическая подача насоса при рабочем давлении и данной
вязкости рабочей жидкости, л/мин; т) — общий к. п. д. насоса
при подаче QT, рабочем давлении и данной вязкости рабочей
жидкости:
= Чоб'Чмех, (3.6>
т]об — объемный к. п. д. насоса при рабочем давлении и данной
вязкости рабочей жидкости; т)мех — механический к. п. д. насоса,
учитывающий потери на трение внутри насоса.
Шум в насосах. При работе насосов возникает своеобразный
шум, иногда довольно значительный.
Источниками шума в насосах являются в основном колеба-
тельные процессы: неуравновешенность роторов и деталей, ко-
лебания давления и расхода, защемление рабочей жидкости
в рабочих камерах, переход нагнетательных камер во всасываю-
щие, гидравлические удары, впуски и выпуски жидкости из ка-
мер и др.
Ориентировочные уровни шума отдельных типов насосов
в зависимости от давления и частоты вращения ротора приве-
дены в табл. 3.1.
Таблица 3.1
Ориентировочные уровни шума отдельных типов насосов
Тип насоса Рабочее дав- ление, кгс/см2 Наибольший уровень шума (дБ) при часто- те вращения ротора, об/мин
1000 1500 2СС0
Шестеренный 13 73-75 75-80
25 75-80 80—85
Лопастной 100 80-85 85—90
60 75—80 76-83
125 80—85 83-88
Радиально-поршневой 100 «— 80-90 г—
Аксиально-поршневой 100 <— 83-88
200 — 87-92 90—95
Шум насосов в закрытых помещениях, где находятся люди,
не должен превышать 65 дБ, а насосов прочего назначения —
85 дБ. В связи с этим при создании испытательных стендов ре-
комендуется размещать насосы в отдельных звукоизолирован-
ных помещениях.
57
Для снижения шума у насосов рекомендуется: вводить про-
цесс приработки насосов, прокручивая их без давления в на-
порной гидромагистрали в течение 6—8 ч; повышать точность
изготовления деталей, уменьшая возможные зазоры у движу-
щихся деталей (шевингование или шлифование зубьев шестерен
у шестеренных насосов, уменьшение зазоров и «мертвых» ходов
в аксиально-поршневом механизме и др.); уменьшать скачки
давления и защемление рабочей жидкости в камерах; устранять
случаи подсоса воздуха и избегать по возможности высоких
скоростей движения жидкости.
3.2. Классификация насосов,
применяемых в системах гидропривода
забойного оборудования
Схема классификации насосов, применяемых в системах
гидропривода забойного оборудования, приведена на рис. 3.3.
По роду привода насосы выполняются с ручным или меха-
ническим (электрическим или пневматическим) приводом.
Насосы с ручным приводом используются только в забой-
ных гидравлических стойках и вспомогательных устройствах
(домкратах передвижки и подъема, инструментах и др.). Все
остальные насосы применяются с механическим (электрическим
или пневматическим) приводом.
Насосы по способу регулирования выполняются постоянной
и переменной подачи. Насосы с переменной подачей конструк-
тивно значительно сложнее и дороже насосов с постоянной по-
дачей и применяются обычно в системах гидропривода типа
насос—гидромотор механизмов передвижения горных машин,
приводов исполнительных и погрузочных органов.
Во всех остальных случаях используют обычно насосы с по-
стоянной подачей.
По конструктивным особенностям вытеснителей рабочей
жидкости насосы с постоянной подачей выполняются шестерен-
ными, лопастными или поршневыми, а насосы с переменной
подачей — аксиально- и радиально-поршневыми, лопастными.
В последнее время вследствие технологической сложности
изготовления и недостаточного ресурса лопастные насосы с пе-
ременной подачей в системах гидроприводов горных машин не
применяются.
Поскольку производство насосов требует довольно сложной
и дорогой многочисленной и разнообразной оснастки, а для экс-
плуатации их нужны организация ремонта и производство за-
пасных частей, число типов и типоразмеров насосов в системах
гидропривода забойного оборудования должно быть предельно
ограничено, и выбор каждого нового типа или типоразмера на-
соса должен быть тщательно обоснован.
58
3.3. Схема классификации насосов, применяемых в системах гидропривода
забойного оборудования
3.3. Шестеренные насосы
Шестеренные насосы вследствие преимуществ по сравнению
с другими типами насосов по простоте конструкции, весовым
характеристикам, дешевизне и надежности в эксплуатации по-
лучили значительное распространение в системах гидропривода
забойного оборудования.
Из шестеренных насосов наибольшее распространение имеют
насосы, состоящие из пары прямозубых шестерен с внешним за-
цеплением и с одинаковым числом зубьев (рис. 3.4).
В корпусе 1 с небольшими торцевыми и радиальными за-
зорами размещены две прямозубые шестерни 2 и 3, находя-
щиеся между собой в зацеплении и свободно вращающиеся на
подшипниках качения или скольжения. Одна шестерня связана
с приводным валом, через который шестерни приводятся во вра-
щение.
При вращении шестерен 2 и 3 в направлении, указанном на
рис. 3.4, на выходе зубьев из зацепления создается область
всасывания Л, а на входе зубьев в зацепление — область нагне-
тания Б.
3.3.1. Расчет производительности
шестеренного насоса
Для расчета подачи шестеренных насосов в литературе при-
водятся формулы, определяющие подачу с различной степенью
приближения. Ниже даны формулы, наиболее удобные для
59
3.4. Конструктивная схема наибо-
лее распространенного типа шесте-
ренного насоса
инженерных расчетов и дающие достаточную для практики
точность.
Допуская, что каждая шестерня за один оборот нагнетает
объем жидкости, равный половине объема кольца размерами
De, hub, получаем (см. рис. 3.4):
QT = itcf(£)e — d)bn\0~3, см3/мин, (3.7)
где Qt — теоретическая подача насоса, см3/мин; De — диаметр
окружности выступов, мм; d— диаметр начальной окружности,
мм; b — ширина шестерни, мм; п — частота вращения шестерен,
об/мин; h — высота зуба, мм.
Полагая при некорригированных зубьях шестерен
d = mz, De — mz-\- 2т,
где т— модуль, мм; z— число зубьев шестерен насоса, полу-
чаем теоретическую подачу QT (л/мин)
Qr = 2nm2zbn • 10“6. (3.8)
Как видно из этой формулы, подача шестеренного насоса
пропорциональна величине модуля в квадрате.
Следовательно, более выгодно конструировать шестеренные
насосы с большим модулем и малым числом зубьев.
Число зубьев обычно принимается равным 2=84-18, чаще
всего 2= 10-5-12.
Е. М. Юдин рекомендует предварительный расчет подачи на-
соса вести по приближенной формуле
QT = 2nbnm2 (z + sin2 а0), (3.9)
где ао — угол зацепления основной рейки, градус.
Принимая sin2ao~0,2, получаем
QT = 2r.bnm2(z + 0,2). (3.10)
С учетом объемного к. п. д. действительная подача насоса
С2д = 2к6ятЧб(2 + 0,2), (3.11)
принимая т|об = 0,85, получаем
<ЭД = 1,7-кЬпт2 (z + 0,2). (3.12)
60
3.5. Зацепление шестерен насоса с исходной основной рейкой при сдвиге
£=0,5/и
Окружная скорость для шестерен насоса принимается обычно
г»ок=7-*-10 м/с.
В случае подачи жидкости в насос с подпором окружная ско-
рость может быть увеличена до «ок^ЗО м/с.
Для предварительного выбора величины модуля (т, мм)
Е. М. Юдин рекомендует при &/т=6-т-10 и т)об = 0,85 пользо-
ваться следующей зависимостью:
т = (0,24 0,44) У0~л, (3.13)
где QA — действительная подача насоса, л/мин.
Ширину шестерни насоса рекомендуется выбирать, исходя
из следующего: при Р<20 кгс/см2 Ь — (6ч-10)/п; при P=20-j-
4-100 кгс/см2 Ь= (4-т-8)/п; при Р>100 кгс/см2 Ь= (3+б)т.
Поскольку при угле зацепления основной рейки ао=ЗО° ми-
нимальное число зубъев, при котором не будет подрезания,
равно 17, практически всегда целесообразно применять корри-
гирование зубьев для шестерен насоса. При этом сдвиг инстру-
мента у обеих шестерен будет одинаков и направлен от центра,
вследствие чего при зацеплении таких корригированных шесте-
рен межцентровое расстояние будет больше теоретического.
Весьма удачная система корригирования шестерен насоса
предложена Е. М. Юдиным, при которой сдвиг инструмента
принимается равным |=0,5 т (рис. 3.5). Тогда
Г>в = от(г + 3), (3.14)
а межцентровое расстояние
А = т(г+1). (3.15)
61
Соответственно угол зацепления
cos а = cos а0 г f = 0,9397 — z^ 1 . (3.16)
Задаваясь в соответствии с ГОСТ 13755—68 суммой коэф-
фициентов высоты головки и радиального зазора, равной 1,25,
коэффициент радиального зазора
фс = О,25-(5-О,5).
Полная высота зуба
Н = т [2,25 - (£ - 0,5)] = (2,75 - 5) /п; (3.17)
диаметр окружности впадин
D, = Ое - 2/У = т (z + 25 - 2,5); (3.18)
диаметр основной окружности
= niz cos а0 = 0,9397/nz; (3.19)
основной шаг
/0 = cos а0 = 2,952 l/n. (3.20)
3.3.2. Запирание жидкости во впадинах и меры
по устранению этого явления
Поскольку коэффициент перекрытия в зацеплении зубьев
шестерен £>1, в момент вступления второй пары зубьев в за-
цепление (положение I на рис. 3.6) происходит запирание жид-
кости во впадинах между двумя парами зубьев, находящихся
в зацеплении. При дальнейшем вращении шестерен запертый
объем жидкости уменьшается до минимального, при этом две
пары зубьев, находящихся в зацеплении, расположены симмет-
рично относительно полюса зацепления (положение II). Затем
этот объем снова увеличивается до момента окончания двух-
парного зацепления зубьев (положение III). Характер измене-
ния запертого во впадинах объема приведен на графике рис. 3.6.
Запирание жидкости вызывает значительное повышение дав-
ления жидкости в запертом объеме при ее вытеснении в торцо-
вые зазоры. При этом возрастают нагрузки на подшипники
цапф шестерен, увеличиваются шум и нагрев рабочей жидкости,
возрастают механические потери в насосе.
Для устранения повышения давления в запертом объеме
обычно используют два способа: выполняют разгрузочные ка-
навки на торцовых поверхностях боковых крышек насосов
(рис. 3.7) или скос на рабочем профиле каждого зуба ведомой
шестерни насоса (рис. 3.8).
Смысл этих мероприятий заключается в образовании канала
для отвода жидкости из запертого объема от начального поло-
жения до положения, когда этот объем станет минимальным.
62
3.6. Запирание жидкости
во впадинах зубьев ше-
стеренных насосов
Размеры разгрузочных канавок (см. рис. 3.5 и 3.7) опреде-
ляются из уравнения
у = /0 cos л — г'т cos ао cos а = 2,952\т cos а. (3.21)
Подставляя из формулы (3.16) значение cos а, получаем
соответственно (см. рис. 3.5)
r = ytga,
(3.22)
(3.23)
где a — угол зацепления шестерен насоса.
Ширину разгрузочной канавки b принимают равной Ь =
= 1,2т, а глубину ее Л (мм) выбирают в зависимости от мо-
дуля т (мм):
т........ 2 3 4 5 6 7 8
h........ 1 1,5 2,5 4,0 5,5 7,5 10,0
63
3.7. Разгрузочные канав-
ки на торцовых поверх-
ностях боковых крышек
3.8. Расположение раз-
грузочного скоса на ра-
бочем профиле зуба ве-
домой шестерни
Размер разгрузочного скоса, выполняемого под углом 50°
(см. рис. 3.8) на рабочем профиле зуба ведомой шестерни, опре-
деляется по формуле
а = ₽е —1 ]/ Го 4- (г sin а + -^-j2 +
+ У rl + [г sin а + /0 (1 — ,
(3-24)
где 7?е — радиус окружности выступов шестерни; г0 и г — ра-
диус окружности соответственно основной и начальной; а —
угол зацепления; t0 — основной шаг; g— степень перекрытия.
Выполнение разгрузочного скоса предпочтительней. Однако
технологически более просто выполнить разгрузочные канавки,
что обычно и делают на практике.
3.3.3. Пульсация потока жидкости
При вращении шестерен насоса подача жидкости происходит
неравномерно с частотой колебаний за один оборот, соответ-
ствующей числу пар зубьев, входящих при этом в зацепление:
<р = , пульсов/с. (3.25)
64
3.9. Пульсация подачи и давления
жидкости при работе шестеренного
насоса (zi = 10, г2=12 и п=
= 1000 об/мин)
Пульсация подачи неизбежно вызывает и пульсацию с той
же частотой давления в напорной гидромагистрали. Характер
пульсации подачи и давления жидкости при работе шестерен-
ного насоса приведен на рис. 3.9.
Для рекомендуемой Е. М. Юдиным коррекции коэффициент
неравномерности подачи шестеренного насоса
___ Qmax Qmin ____ tc2cos2<z 1лло/
°--------0^ - 4(г + 2) 1ии 'о
Амплитуда пульсации подачи у шестеренных насосов отно-
сительно велика и уменьшается с возрастанием числа зубьев.
Амплитуда пульсации давления зависит при прочих равных
условиях от характеристики гидромагистрали и уточняется
экспериментальным путем.
(3.26)
3.3.4. Потери мощности в шестеренном насосе
В шестеренном насосе происходит потеря мощности вслед-
ствие потерь на трение (механических) и потерь, связанных
с утечками жидкости из полости нагнетания в полость всасы-
вания (объемных) через торцовые и радиальные зазоры между
шестернями и корпусом насоса с его боковыми крышками. Так
как величина утечек пропорциональна третьей степени вели-
чины зазоров, то при конструировании шестеренных насосов не-
обходимо задаваться малыми величинами этих зазоров, предъ-
являя высокие требования к точности изготовления корпуса,
шестерен и ряда других деталей. В точно выполненных конст-
рукциях торцовый зазор обеспечивают в пределах 0,03—0,06 мм,
а радиальный в пределах 0,03—0,05 мм.
Теоретически рассчитать объемный к. п. д. шестеренного на-
соса сложно и при этом не получаются точные данные. Поэтому
объемный к. п. д. следует определять экспериментальным путем.
Обычно значение объемного к. п. д. т)об Для шестеренных насо-
сов находится в пределах 0,75—0,95.
5 Заказ Xs 305
65
Поскольку с течением времени по мере износа и увеличения
зазоров утечки возрастают и объемный к. п. д. снижается, ре-
комендуется при выборе и расчете гидропривода принимать
в расчет значение объемного к. п. д., уменьшенное на 10—15 %.
Это обеспечит работу системы гидропривода с данными пара-
метрами в течение более длительного времени, чем при выборе
насоса с предельным значением объемного к. п. д. При использо-
вании экспериментальных данных объемного к. п. д. насоса сле-
дует учитывать, при какой вязкости рабочей жидкости и при
какой ее температуре получены эти данные.
В случае изменения вязкости рабочей жидкости и ее темпе-
ратуры в экспериментальные данные объемного к. п. д. насоса
необходимо внести соответствующие поправки.
Торцовые зазоры оказывают большее влияние на утечки,
чем радиальные. При равной величине зазоров утечки жидкости
через торцовые зазоры примерно в 3 раза превышают утечки
через радиальные, где вследствие вращения шестерен создается
как бы дополнительное сопротивление течению жидкости.
Для получения высокого объемного к. п. д. необходимо стре-
миться уменьшить торцовые зазоры. Это достигается созданием
конструкций насосов с подвижными торцовыми стенками, при-
жимаемыми давлением рабочей жидкости к торцовым поверх-
ностям шестерен насосов и компенсирующими их износ. Прин-
ципиальная схема устройства гидравлической компенсации тор-
цовых зазоров приведена на рис. 3.10. Одна пара втулок 1 этого
устройства, образующих опорную поверхность для торцовых
шестерен, выполняется в корпусе 3 насоса неподвижной, а дру-
гая пара втулок 4 — подвижной.
Поршнем 6 под действием давления рабочей жидкости, по-
ступающей в полость 5, происходит непрерывный гидравличе-
ский поджим втулок 4 к торцовой поверхности шестерен 2 на-
соса. Этим поддерживаются постоянство торцового зазора и его
минимальное значение в насосе в течение всего срока эксплуа-
тации независимо от износа деталей (шестерен и втулок).
При гидравлической компенсации торцового зазора обычно
значение объемного к. п. д. увеличивается до т|^0,9 и более
при рабочем давлении Рраб=125 кгс/см2.
Вследствие изменения давления во впадинах зубьев от Ро
в полости всасывания до Рраб в полости нагнетания при цент-
ральном приложении к втулкам 4 усилия поджима реакция
противодействующего давления рабочей жидкости, находящейся
во впадинах, может вызвать перекос, заклинивание и неравно-
мерный износ торцовых втулок.
В работе Е. М. Юдина указаны меры для устранения этого
явления и даны формулы для расчета усилий гидравлического
поджатия втулок и определения координат его приложения.
Обычно материал контактирующих поверхностей при гид-
равлической компенсации торцовых зазоров выбирается с уче-
66
Выход
3.11. Усилия, действующие на
подшипники в шестеренном на-
сосе
3.10. Принципиальная схема устройства гидравлической компенсации торцо-
вых зазоров:
-♦---направление вращения шестерни; <— движение жидкости
том их антифрикционных свойств. На торцах гидравлически
поджимающихся втулок обычно наплавляют слой бронзы (на-
пример, бронзу БрОС-Ю). Для предотвращения заедания по
контактирующим поверхностям втулок в период приработки на
них рекомендуется наносить гальваническим путем слой свинца
толщиной до 5 мкм.
3.3.5. Усилия, действующие на подшипники
шестерен насоса
Наиболее нагруженными узлами шестеренного насоса, за-
частую определяющими его долговечность, являются подшип-
ники.
На подшипники ведомой и ведущей шестерен действуют
разные усилия, которые являются геометрической суммой уси-
лия, действующего по линии зацепления, и усилия, возникаю-
щего от давления жидкости на шестерни (рис. 3.11).
При этом вследствие менее благоприятного сочетания на-
правлений действующих усилий Т и N у ведомой шестерни
всегда суммарное усилие Rb>Ra, где RA и /?Б — усилие шес-
терни соответственно ведущей и ведомой.
Для приближенных расчетов А. Е. Леонов и Е. М. Юдин
рекомендуют суммарное усилие (RB, кгс), действующее на под-
шипники ведомой шестерни, определять по формуле
Rb = 0,85 (Рраб - Ро) DBb, (3.27)
5* 67
где Рраб — рабочее давление, развиваемое насосом, кгс/см2;
Ро — давление во всасывающей полости насоса, кгс/см2; Ьв —
наружный диаметр шестерни, см; b — ширина шестерни, см.
Соответственно усилие ведущей шестерни
/?л«0,75/?в. (3.28)
Уточненный метод расчета усилий, действующих на под-
шипники, приведен в книге Е. М. Юдина «Шестеренные насосы».
Диаметр цапф шестерен определяется в основном исходя из
требований жесткости, так как чрезмерный прогиб может на-
рушить герметичность в зацеплении зубьев, резко ухудшить
работу подшипников и вызвать заедание и зазоры по торцам.
Для цапф шестерен насоса рекомендуется, чтобы
о.ООО 05 0,0001, (3.29)
где fmax — максимальный прогиб под шестерней, мм; I — рас-
стояние между опорами вала, мм.
Независимо от размера насоса и величины его торцовых
зазоров не рекомендуется, чтобы fmax был более 5 мкм.
3.3.6. Частота вращения шестерен
Частота вращения шестерен в шестеренных насосах ограни-
чивается: нижний предел — величиной внутренних утечек жид-
кости в насосе; верхний предел — условиями полного заполне-
ния рабочей жидкостью впадин между зубьями.
По данным Е. М. Хаймовича, не рекомендуется для шесте-
ренных насосов принимать окружную скорость (vmin, м/с) шес-
терен меньше следующего значения:
0,172Рраб
®min — og
где Рраб — рабочее давление, развиваемое насосом, кгс/см2;
°Е — определяемая в градусах Энглера вязкость масла.
Не рекомендуется снижать частоту вращения шестерен в на-
сосах менее 300 об/мин, так как при этом резко уменьшается
объемный к. п. д.
Предельная максимально допустимая частота вращения
шестерен насоса ограничивается действием центробежной
силы, затрудняющей заполнение впадин зубьев рабочей жид-
костью. Давление Рц рабочей жидкости, создаваемое дейст-
вием центробежной силы в точке на радиусе окружности вы-
ступов зубьев, можно определить из выражения
(3.31)
68
где y — масса единицы объема рабочей жидкости, кг/см3; п —
частота вращения шестерни, об/мин; гв и Г{ — радиус окруж-
ности соответственно выступов зубьев и впадин шестерен, см.
Возможность работы шестеренного насоса без подпора во
всасывающей магистрали определяется неравенством
Рве Ра + Ро,
где РВс — давление жидкости во всасывающей полости, кгс/см2;
Ро— необходимый запас давления во избежание начала кави-
тации, кгс/см2; рекомендуется принимать Р0=0,2->0,3 кгс/см2.
Е. М. Хаймович рекомендует в зависимости от вязкости
масла следующие значения окружных скоростей шестерен на-
сосов, работающих без подпора рабочей жидкости во всасыва-
ющей магистрали:
Вязкость жидкости, °Е....... 2 6 10 20
Допустимая предельная окружная
скорость по наружному диаметру
шестерен, м/с...............5,6 4,5 4,2 3,4
3.3.7. Конструкция основных шестеренных
насосов, применяемых в системах
гидропривода горных машин
Насос-моторы шестеренные типа НМШ. Для удовлетворе-
ния потребности угольного и горнорудного машиностроения
в высоконапорных (с рабочим давлением 80—100 кгс/см2) на-
сосах с постоянной подачей институтом Гипроуглемаш был раз-
работан и внедрен на Горловском заводе им. С. М. Кирова
в серийное производство унифицированный ряд шестеренных
секционных насосов, подающих рабочую жидкость в гидросеть
по одной, двум или трем независимым магистральным линиям.
Эти насосы одновременно могут быть использованы и как гид-
ромоторы.
В качестве рабочей жидкости для насос-моторов типа НМШ
рекомендуется применять масло индустриальное И-40А по
ГОСТ 20799—75 в интервале рабочих температур 20—50 °C.
Насос-моторам присвоен индекс НМШ (насос-мотор шесте-
ренный) . Цифра впереди индекса показывает число секций (без
цифры впереди индекса — насос-мотор односекционный). Цифры,
следующие за индексом, показывают рабочий объем (л/об).
Буква за этими цифрами обозначает исполнение насос-мотора
с сепараторными игольчатыми подшипниками И661.
В основу конструкции типоразмерного ряда насос-моторов
положено исполнение пары шестерен z=14, m=4 с шириной
зубьев 10 мм (подача 20 л/мин), 19 мм( подача 40 л/мин) и
38 мм (подача 80 л/мин).
Базовой моделью для всего ряда насос-моторов является
модель 2НМШ 0,09С, конструкция которого приведена на
рис. 3.12.
69
Ф90С,
70
3.12. Шестеренный насос-мотор 2НМШ 0.09С
71
Й Расчетные параметры шестеренных насос-моторов типа НМШ
со со © ©
© ©“ о
а а а
s £
Б X X
Число напорных потоков ...... 1 1 1
Рабочий объем, см3 ........ 16 30 60
Давление рабочее, кгс/см2 100 100 80
Подача насоса при температуре 50±2°С, п=1480, об/мин, т)об=0,9, Л=0,7 и номинальном давлении,
л/мин 20±3 40±5 80±5
Крутящий момент насоса, кгс-м . . 3,5 6,8 13,6
Мощность, потребляемая насосом, кВт 6 10,3 20,6
Крутящий момент мотора при г] = =0,65, кгс-м 1,6 3,35 6,7
Мощность, отдаваемая мотором при частоте вращения, об/мин:
п=1000 1,7 3,43 6,9
п=500 0,85 1,72 3,4
Расход мотора при п=1000 об/мин и т]об=0,9, л/мин 18 35 70
Масса без рабочей жидкости ±10 %, 18
кг 20 26
со © о g о> ю оо
а.
© © ©“ © © © ©
а а 3 а а а а
% £ s s з
X X X X X X X
сч сч 00 (N со со со
2 2 3 2 3 3 3
60 90 90 120 120 150 180
100 80 100 80 80 80 80
80*10 120*10 120 *15 16О±10 160*15 2ОО±20 240±25
13,6 20,5 20,5 27,2 27,2 34,3 41,0
20,6 31 31 41,5 41,5 52,5 62,5
6,7 10 10 13,4 13,4 16,8 20
6,9 10,3 103 13,7 13,7 17,2 20,5
3,4 5,1 5,1 6,8 6,8 8,6 10,3
70 100 100 140 140 170 210
38 41 56 59 60 63 67
3.13. Схема работы гидравлического
поджима торцового зазора в насосе
типа НМШ
Особенностями конструкции насос-моторов типа НМШ явля-
ются:
изготовление шестерен 1 и 2 насос-мотора за одно целое
с цапфами, которые одновременно выполняют роль внутренних
обойм игольчатых подшипников 3;
конструкция передней крышки 4 с консольным приливом
насос-мотора, в котором на шарикоподшипнике 5 смонтирован
приводной вал 6, один шлицевой хвостовик которого соединен
со шлицами шестерен 2,. а другой через шлицовую муфту 7 со-
единяется с приводным валом электродвигателя (или в случае
гидромотора — с приводным валом исполнительного механизма).
Для уплотнения вала и создания вокруг шарикоподшипника 5
изолированной полости предусмотрена установка трех манжет-
ных уплотнений 8, а для пополнения полости вокруг шарико-
подшипника консистентной смазкой — пресс-масленка 9;
возможность крепления насос-мотора к плите и фланцу. Для
этого в передней крышке 4 имеется обработанная снизу опорная
площадка со шпоночным пазом и четырьмя резьбовыми отвер-
стиями. Для фланцевого крепления насос-мотора в крышке 10
предусмотрены центрирующий выступ и четыре сквозных отвер-
стия для шпилек или болтов крепления;
для уменьшения внутренних перетоков жидкости и увели-
чения объемного к. п. д. насос-мотора между торцовыми поверх-
ностями шестерен 1, 2, 11 и 12 и торцовыми опорами 13 при-
менен гидравлический поджим (рис. 3.13).
Камера нагнетания Н насоса отделена от камеры всасыва-
ния В пятью резиновыми уплотнениями У, выполненными
в виде цилиндрических стерженьков, уложенных в радиально
расположенные канавки в торцовых опорах. При этом образу-
ются как бы четыре раздельные полости D, Pi, Е и Р%, давле-
ние рабочей жидкости в которых обеспечивает гидравлический
поджим торцовых опор и частичную разгрузку шестерен от
73
3.14. График подачи шестеренных насос-моторов типа НМШ
3.15. Зависимость долговечности игольчатого подшипника насос-мотора типа
НМШ от рабочего давления
радиальных сил (наличие симметрично и противоположно рас-
положенных полостей Р со средним давлением).
Симметричное расположение полостей D, Рь Рг и Е позво-
ляет шестеренному насос-мотору одинаково работать при любом
направлении вращения шестерен.
Торцовая опора имеет разгрузочные отверстия со стороны
шестерен для отвода защемленной жидкости в межзубовом про-
странстве и будучи цельной (неразрезной) уменьшает объем-
ные утечки из камеры давления в камеру всасывания. Все внут-
ренние утечки насос-мотора через штуцер 14 (см. рис. 3.12) от-
водятся в маслобак на слив. Вторая секция шестерен И и 12
соединяется с шестерней 2 первой секции промежуточным шли-
цевым валом 15.
Предохранительные клапаны предусматриваются вне кор-
пуса насос-мотора на каждую его секцию в отдельности с на-
стройкой на давление открытия 105 кгс/см2.
График подачи насосов типа НМШ в зависимости от дав-
ления при работе на масле индустриальном ИС-40А при темпе-
ратуре 50 °C и на 1480 об/мин приведен на рис. 3.14.
Долговечность насос-мотора определяется в основном дол-
говечностью игольчатого подшипника И-661, которая характе-
ризуется графиком, приведенным на рис. 3.15.
Для надежной работы шестеренных насос-моторов типа
НМШ: частота вращения вала насоса и гидромотора должна
Z
3.16. Шестеренный насос НШ-10Е
быть в пределах соответственно 750—1000 об/мин и 250—
1000 об/мин; страгивающий момент у гидромотора не должен
быть более 0,3 номинального крутящего момента; уровень ра-
бочей жидкости в маслобаке должен быть всегда выше не ме-
нее чем на 100 мм от всасывающего отверстия в насос; скорость
движения рабочей жидкости должна быть не более 2 м/с во
всасывающих трубопроводах и 5 м/с в нагнетательных и слив-
ных; несоосность валов насос-мотора и электродвигателя (или
приводного вала исполнительного механизма) не должна пре-
вышать 0,08 мм.
Насос-моторы не могут быть применены для перекачки жид-
костей, не обладающих смазывающими свойствами.
Запуск насос-мотора без предварительного его заполнения
рабочей жидкостью недопустим вследствие возможностей быст-
рого нагрева и задиров поверхностей торцовых опор.
Насос-моторы типа НМШ зарекомендовали себя в эксплуа-
тации, этой конструкции присвоен государственный Знак ка-
чества.
Шестеренные насосы типа НШ широко применяются в гид-
роприводах горных машин. Изготовляются насосы шести мо-
делей с рабочим объемом 10—98,8 см3/об и давлением 100—
125 кгс/см2.
Температурный режим работы насосов НШ-10Е и НШ-46У
от +40 до + 60°С, а остальных насосов от +15 до +80°С.
Насос НШ-10Е (рис. 3.16) состоит из корпуса 1, крышки 11,
узла ротора, состоящего из ведущей 13 и ведомой 4 шесте-
рен, сидящих в двух подшипниках 3, поджимаемых двумя
75
манжетами 2 и пластиной 10. Стык корпуса с крышкой уплот-
нен резиновым кольцом 6. Крышка крепится к корпусу восемью
болтами 5 и центрируется двумя штифтами 12. Вал уплотнен
манжетой 9, установленной с опорным кольцом 8, удерживае-
мым от выпадения кольцом 7.
Торцовые зазоры автоматически регулируются поджимом
подшипников к торцам шестерен маслом, поступающим под дав-
лением в полости В. Утечки через смазочные канавки и по цап-
фам шестерен отводятся по литому каналу во всасывающий ка-
нал насоса.
Устройство других моделей насосов типа НШ в основном
аналогично устройству насоса НШ-10Е.
Техническая характеристика шестеренных насосов типа НШ
НШ-10Е НШ-32К НШ-46У НШ-50К НШ-67К НШ-98К
Рабочий объем, см3/об Давление, кгс/см2: 10 315 46,5 48,8 69,7 98,8
рабочее максимальное при срабатывании предо- хранительногр кла- 100 125 100 125 100 100
пана Диапазон рабочих ча- стот вращения вала, 140 160 ПО 160 135 135
об/мин . Номинальная частота 1100— 1800 960-2400 1100— 960-2400 1650 1000— 2000 1000— 2000
вращения вала, об/мин Направление вращения Объемный к. п. д. при 1600 1920 1525 Любое 1920 1700 1700
рабочем давлении . . . Высота всасывания, м, 0,92 0,94 0,92 0,94 0,94 0,94
не более Масса без рабочей жид- 2,0 1,5 1,5 1,5 1,5 1,5
кости, кг Ресурс работы с рабо- 2,6 6,6 7,0 7,8 17,5 17,7
чим давлением, ч . . . . 3000 1750 1750 1750 1750 1750
Примечание. Значения объемного к. п. д. приведены при температуре 50°C
и масле ДП-11.
В качестве рабочих жидкостей для насосов типа НШ реко-
мендуются в летнее время дизельные масла ДП11 и ДСП и
в зимнее время масла ДП8 и ДС8.
В качестве заменителей могут применяться масла индустри-
альные И-40А и И-50А по ГОСТ 20799—75. Рекомендуемый
объем маслобака должен быть не менее двухминутной подачи
насоса, высота столба жидкости над всасывающим патрубком
насоса — не менее 150 мм. Не допускается установка во всасы-
вающей магистрали клапанов, кранов и фильтров.
76
Насосы типа НШ выпускаются Винницким (HLU-iut и
НШ-46У) и Кировоградским (НШ-32К, НШ-50К, НШ-67К и
НШ-98К) заводами тракторных агрегатов.
Насосы шестеренные типа Г11-2. Насосы шестеренные типа
Г11-2 изготовляются с подачей от 12 до 125 л/мин при давлении
до 25 кгс/см2.
Насосы типа Г11-2 применяются в качестве подпорных или
перекачных; они устроены по наиболее простой схеме и не
имеют автоматического регулирования торцовых зазоров.
Торцовый зазор между шестернями и корпусом составляет
0,07—0,1 мм. Вал-шестерни устанавливаются на игольчатых
подшипниках или на втулках.
Техническая характеристика насосов типа Г11-2
СО со со со 1 < ОО со 1 ОО со 1 со СО ю со LO СО
U U U L. U U
Подача, л/мин 12 18 25 35 50 70 100 125
Мощность, кВт Объемный к. п. д. при 0,9 1,3 1,6 2,1 2,8 3,9 5,5 7,0
рабочем давлении . . . 0,76 0,87 0,80 0,82 0,84 0,85 0,88 0,92
Высота всасывания, м Масса без рабочей жид- 0,5
кости, кг ' 6,2 6,2 8,7 8,7 13 13 20 20
Шестеренные насосы для смазочных систем специального
исполнения. Шестеренные насосы для смазочных систем ряда
горных машин должны обеспечивать подачу масла в одном на-
правлении независимо от изменения направления вращения
приводного вала. При этом обычно для привода таких насосов
используется не отдельный двигатель, а производится отбор
мощности от одного из валов редуктора. В этих условиях для
смазочных систем обычно применяются шестеренные насосы
упрощенной конструкции.
На рис. 3.17, а показан трехшестеренный реверсивный насос
с автоматически перебрасывающимся золотником В в напор-
ной магистрали. При левом вращении ведущей шестерни 2 масло
подается шестернями 1 и 2, а всасывается по магистрали Л. При
этом золотник В перебрасывается в крайнее правое положение,
отсекая всасывающую полость шестерен 2 и 3 от напорной ма-
гистрали.
При изменении направления вращения ведущей шестерни 2
масло будет подаваться шестернями 2 и 3, а всасываться через
магистраль Б. Золотник при этом перебрасывается автоматиче-
ски в крайнее левое положение, отсекая всасывающую полость
шестерен 2 и 1 от напорной магистрали.
Особенностью конструкции шестеренного реверсивного
насоса (рис. 3.17, б) с автоматически перебрасывающимся
77
3.17. Принципиальные схемы шестеренных насосов для смазочных систем при
реверсивном режиме их работы
золотником В в напорной магистрали является симметричное
по продольной оси расположение всасывающих магистралей.
При этом условия всасывания жидкости насосом остаются не-
изменными при любом направлении вращения шестерен. Авто-
матически перебрасывающийся золотник В выполняет те же
функции, что и в трехшестеренном насосе. Вследствие про-
стоты конструкции и относительно большой подачи данная
схема смазочного шестеренного насоса при реверсивном ре-
жиме работы получила преимущественно распространение.
3.4. Лопастные насосы
3.4.1. Общие сведения
В лопастном насосе (рис. 3.18) рабочим органом является
ротор с расположенными радиально или под некоторым углом
пазами, в которых принудительно или под действием центро-
бежной силы перемещаются лопасти.
Внутри статора 1 по часовой стрелке вращается ротор 2,
в пазах которого свободно перемещаются лопасти 9. В статоре
симметрично относительно горизонтальной оси выполнены до-
полнительные расточки А, в которых поверхность статора от-
стоит от поверхности ротора на расстоянии R—г.
В зонах 10—11 и 5—6 при вращении ротора объем, заклю-
ченный между двумя соседними лопастями, увеличивается. Че-
рез боковые каналы соответственно в этих местах осуществля-
ется всасывание в насос рабочей жидкости. При дальнейшем
вращении ротора в зонах 3—4 и 7—8 происходит уменьшение
объема, заключенного между двумя лопастями, и перенесенный
объем жидкости выжимается через боковые каналы в напор-
ную магистраль.
Наклон лопастей под углом а необходим для предотвраще-
ния их заклинивания при прохождении на статоре зон 3—4 и
78
3.18. Схема устройства лопастного
насоса двойного действия с уравно-
вешенной конструкцией ротора
7—8, где осуществляется принудительное вдвигание лопастей
в пазы ротора.
Вследствие симметричности конструкции ротор насоса гид-
равлически уравновешен.
3.4.2. Расчет подачи лопастного насоса
При вращении ротора рабочая жидкость в полости всасы-
вания заполняет объем между лопастями, профилем статора и
поверхностью ротора, затем она переносится в полость нагне-
тания и выжимается в напорный канал. В результате из по-
лости всасывания в полость нагнетания переносится за один
оборот объем жидкости, равный
qx = 2 (х/?2 - xr2) b = 2^6 (/?2 - г2), (3.32)
где R и г — соответственно максимальный и минимальный ра-
диус расточки статора, см; b — ширина лопасти, см.
Коэффициент 2 в формуле (3.32) указывает на двойное дей-
ствие насоса, т. е. за один оборот ротора происходит дважды
всасывание и нагнетание. Часть объема, занятая лопастями,
составляет
дя=-^—-ЬгЪ (3.33)
COS а ’ v '
где z — число лопастей; 5 — толщина лопасти, см.
Тогда подача насоса Q (л/мин) за один оборот будет равна
q = qx - 2q„ = 2x6 (fl2 - г2) - 2(*~r)- bzb. (3.34)
Минутная подача насоса
Q = 2bn (R - г) [х (/? + г) - IO"’.
79
3.19. Лопастной насос Г12-2
Объемный к. п. д. лопастных насосов в зависимости от по-
дачи находится в пределах 0,7—0,9 и'снижается через 800—
1200 ч работы примерно на 10—15 %.
Существенным недостатком данного типа насоса является
ограниченность сечений всасывающих каналов, которые нельзя
увеличить ни по длине, ни по ширине (см. рис. 3.18). Вследствие
этого в лопастных насосах данного типа приняты большие зна-
чения скорости движения рабочей жидкости во всасывающих
каналах, которые находятся в пределах 4,0—6,2 м/с. Это об-
стоятельство вынудило при подаче насоса более 100 л/мин осу-
ществить подвод жидкости с обеих сторон корпуса, а также не
применять насосы этого типа при частоте вращения ротора бо-
лее 950 об/мин. Также не рекомендуется для насосов этого типа
устанавливать фильтрующие элементы во всасывающей ма-
гистрали, как создающие дополнительные сопротивления.
В целом лопастные насосы этого типа более чувствительны
к чистоте рабочей жидкости, обладают меньшими ресурсом и
надежностью по сравнению с известными шестеренными на-
сосами.
3.4.3. Лопастные насосы Г12-2 и БГ12-2
елецкого завода «Гидропривод»
Лопастные насосы Г12-2 (рис. 3.19) выполняются с подачей
в пределах 5—140 л/мин прй давлении 63 кгс/см2, насосы
БГ12-2 — с подачей до 200 л/мин при давлении 125 кгс/см2.
В корпусе насоса Г12-2, состоящем из двух половин 4 и 6,
помещен статор 14, по внутренней профилированной поверх-
ности которого скользят лопасти 1, свободно перемещающиеся
в пазах ротора 13. Ротор сидит на шлицах вала 11, вращающе-
гося в шариковых подшипниках. К торцам статора и ротора
80
Заказ № 305
Таблица 3.2
Техническая характеристика лопастных насосов П2-2 и БГ12-2
Типоразмер Подача (л/мин) при частоте вращения, об/мин Давление рабочее, кгс/см’ Мощность (кВт) при частоте вращения, об/мин
950 1440 950 1440
Г12-21А 5 8 63 1,12 1,96
Г12-21 8 12 63 1,5 2,2
Г12-22 18 25 63 2,8 4,04
Г12-23А 15 35 63 3,6 5,41
Г12-23 35 50 64 4,65 7,5
Г12-31А 5 8 63 1,12 1,96
Г12-31 8 12 63 1,5 2,2
Г12-32А 12 18 63 2,0 3,04
Г12-32 18 25 .63 2,8 4,04
Г12-ЗЗА 25 35 63 3,6 5,41
Г12-33 35 50 63 4,65 7,5
Г12-41Б <— 3 64 1
Г12-41А <— 5 64 1,2 .
Г12-41 <— 8 50 •— 1,7
Г12-42А —• 12 50 — 2,1
К. п. д. при рабочем давлении Направление вра- щения Масса без рабочей жидкости, кг
объемный общий при частоте вращения, об/мин
950 1440
0,62 0,5 0,54 Правое 9,0
0,71 0,55 0,66 ,, 9,0
0,79 0,70 0,79 £ 9 9,0
0,85 0,75 0,81 9,0
0,88 0,8 0,82 9,0
0,62 0,42 По заказу 8,0
0,71 0,56 То же 8,0
0,77 0,61 ,, 8,0
0,79 0,64 ,, 8,0
0,85 0,69 ,, 8,0
0,88 0,69 ,, 8,0
0,64 0,32 Левое 3,5
0,7 .— 0,45 ,, 3,5
0,73 0,5 ,, 3,5
0,8 0,6 »» 3,5
8
Типоразмер Подача (л/мин) при частоте вращения, об/мин Давление рабочее, кгс/см’ Мощность (кВт) при частоте вращения, об/мин
950 1440 950 1440
БГ12-21А <— 5 125 .— 2,2
БГ12-21 — 8 125 •— 3,1
БГ12-22А •— 12 125 4
БГ 12-22 •— 18 125 — 6,1
Г12-24А 50 —. 63 7,14 <—
Г12-24 70 — 63 9,6 —
Г12-25А 100 — 63 12,9 —•
Г12-25 140 •— 63 21,2 •—
БГ12-23А 25 125 — 7,5
БГ 12-23 — 35 125 — 10
БГ12-24А —' 50 125 -— 14,2
БГ12-24 •— 70 125 <— 19,1
Продолжение табл. 3.2
К. п. д при рабочем давлении Направление вра- щения Масса без рабочей жидкости, кг
объемный общий при частоте вращения, об/мин
950 1440
0,6 —- 0,47 Правое 10
0,65 — 0,53 10
0,72 — 0,61 ,, 10
0,8 -— 0,61 10
0,85 0,7 » 24
0,86 0,75 — » 24
0,88 0,8 — 24
0,9 0,7 — ,, 24
0,74 •— 0,68 ,, 24,4
0,78 —> 0,72 24,4
0,8 — 0,72 »» 24,4
0,86 •— 0,75 »» 24,4
пружинами 7 прижаты диски 3 и 12. В диске 12 предусмотрено
два окна для нагнетания масла (вращение насоса правое — по
часовой стрелке, если смотреть со стороны вала насоса). Ло-
патки 1 под действием центробежных сил и давления масла,
подведенного через отверстия, прижаты к внутренней поверх-
ности статора. Внутренняя поверхность статора спрофилирована
так, что каждая камера 2 между двумя соседними лопатками во
время соединения с окнами всасывания увеличивает свой
объем и заполняется через них маслом, а во время соединения
с окнами нагнетания уменьшает свой объем, вытесняя масло
через них в напорную магистраль.
Соединение крышки 4 с корпусом 6 уплотнено резиновым
кольцом 5. Вал 11 уплотнен манжетами 10, установленными во
фланце 9. Диск 12 уплотнен в корпусе 6 резиновым кольцом 8.
Нагнетательное и всасывающее отверстия соединены с соот-
ветствующими окнами литыми каналами. Дренажные утечки
отводятся через штуцер 15.
Технические характеристики лопастных насосов приведены
в табл. 3.2.
Рекомендуемая рабочая жидкость для лопастных насосов —
масло индустриальное И-20А или И-ЗОА по ГОСТ 20799—75.
Рабочий интервал температур 10—50 °C.
3.5. Поршневые насосы
3.5.1. Общие сведения
Основным преимуществом насосов поршневого типа является
более простая форма их рабочих элементов — цилиндра и
поршня, что позволяет подогнать эту пару друг к другу с боль-
шой степенью точности и обеспечить надежную герметизацию
с помощью различного типа уплотнений. Вследствие этого
в поршневых насосах обычно достигаются высокие значения
объемного к. п. д. при больших значениях рабочих давлений.
В отечественных конструкциях поршневых насосов постоян-
ной подачи в большинстве случаев максимальное рабочее дав-
ление составляет 200—320 кгс/см2, а в отдельных случаях и
выше.
В системах гидропривода горных машин и механизирован-
ных крепей широко используются насосы с постоянной подачей,
работающие как с рабочими жидкостями на основе нефтяных
масел, так и в виде водно-масляных эмульсий. Этот тип насоса
стал единственно возможным в системах гидропривода механи-
зированных крепей, передвижных забойных конвейеров, стру-
говых установок и гидравлических стоек с внешним питанием,
где требуется рабочее давление 200—320 кгс/см2.
В системах гидропривода горных машин и механизирован-
ных крепей применяются поршневые насосы с постоянной
6*
83
3.20. Принципиальная схема устрой-
ства поршневого насоса с кривошип-
но-шатунным механизмом
3.21. Принципиальная схема устрой-
ства поршневого клапанного насоса
с эксцентриковым приводом
подачей в основном четырех типов: кривошипно-шатунные, экс-
центриковые клапанно-поршневые, радиально-поршневые и
аксиально-поршневые.
В поршневых насосах с кривошипно-шатунным механизмом
кривошип 1 (рис. 3.20) через шатун 2 и ползун 3 передает воз-
вратно-поступательное движение поршню 4, перемещающемуся
в цилиндре 5. Рабочая полость цилиндра через всасывающий
клапан 6 связана с всасывающей магистралью и через напор-
ный клапан 7 — с напорной магистралью.
Обычно насосы по такой схеме выполняются трехпоршне-
выми, с кривошипами у коленчатого вала, смещенными отно-
сительно друг друга на угол 120°.
В насосах, выполненных по такой схеме, для работы с вод-
но-масляными эмульсиями узел коленчатого вала и ползунов
находится в изолированном масляном картере, а эмульсией
омываются только узлы цилиндра, поршня и клапанных уст-
ройств.
Насос эксцентриковый клапанно-поршневого типа выполнен
по несколько иной схеме (рис. 3.21). В основе устройства этого
насоса лежит видоизмененный кривошипно-шатунный меха-
низм, у которого при относительно небольшом эксцентриситете
84
увеличен диаметр кольца кривошипа так, что он превратился
в эксцентрик 1. При этом поршень 3 как бы выполняет еще и
роль ползуна, а цилиндр 6 — его направляющих. Эксцентрик 1
с радиусом 2?, насаженный относительно оси вала с эксцент-
риситетом е, непосредственно соприкасается со всасывающим
клапаном 2, закрывающим отверстие в дне поршня 3. При по-
ложении эксцентрика в нижней мертвой точке всасывающий
клапан 2 открыт действием пружины 4 на величину К,. Через
образующуюся из-за этого щель рабочая жидкость из картера
насоса, подводимая в него в этих типах насосов обязательно
с подпором, заполняет поршневую полость 5 цилиндра 6. При
движении эксцентрика вверх вначале закрывается всасываю-
щий клапан 2, а затем поршень 3 перемещается вверх, при этом
рабочая жидкость под давлением открывает напорный шарико-
вый клапан и вытесняется в напорную магистраль. При дости-
жении эксцентриком верхней мертвой точки прекращается по-
дача рабочей жидкости в напорную магистраль. При движении
поршня 3 вниз закрывается напорный клапан, затем открыва-
ется всасывающий клапан 2, и далее под действием пружины 4
поршень 3, следуя за эксцентриком, перемещается вниз с откры-
тым всасывающим клапаном. Затем цикл повторяется.
По такой принципиальной схеме выпускаются харьковским
заводом «Гидропривод» насосы серии Н (Н-400, Н-401 и Н-403).
Радиально-поршневые насосы (рис. 3.22) постоянной по-
дачи представляют собой корпус, в котором на двух подшипни-
ках качения вращается эксцентриковый вал 2, у которого ра-
бочая шейка кривошипа выполнена с эксцентриситетом е.
С наружной обоймой 3, смонтированной на рабочей шейке кри-
вошипа вала 2, контактируют сферические головки радиально
расположенных поршней 1, входящих в цилиндры. Поршни 1
к обойме 3 эксцентрикового вала 2 прижимаются пружинами 4.
При вращении эксцентрикового вала 2 обойма 3 перемещает
радиально расположенные поршни 1. При движении поршня /
внутрь цилиндра 5 рабочая жидкость вытесняется через напор-
ный клапан 6 в напорную магистраль. При ходе поршня I
в обратном направлении открывается всасывающий клапан 7
и рабочая жидкость из всасывающей магистрали поступает
внутрь цилиндра 5.
По этой схеме выполнены насосы типа ВНР, изготовляемые
Новгородским заводом им. Петровского для насосных станций
типа СНУ систем гидропривода механизированных крепей.
Аксиально-поршневые насосы с постоянной подачей, приме-
няемые в системах гидропривода очистных комбайнов и буро-
вых машин, выполняются по схеме, приведенной на рис. 3.23.
Это аксиально-поршневой насос с клапанным распределе-
нием и принудительным вождением плунжеров.
В корпусе 1 в шарикоподшипниках 2 и 3 вращается вал 4
с закрепленной на нем косой шайбой 5. На шайбу через
85
3.22. Схема устройства радиально-
поршневого насоса постоянной
подачи
3.23. Схема устройства аксиально-
поршневого насоса постоянной по-
дачи
упорный подшипник 6 опирается дцск 7, с которым контакти-
руют сферические головки поршней 8, входящих в цилиндры 9.
С другой стороны сферические головки шатунов и поршней 8
захватываются наклонным опорным диском 10, обеспечиваю-
щим выдвижение поршней 8 при всасывании.
При вращении вала 4 опорный диск 7, нажимая на сфериче-
ские головки поршней 8, перемещает последние в цилиндры 9.
При этом открывается напорный поршневой клапан 11 и рабо-
чая жидкость поступает в напорную магистраль.
При ходе поршня 8 из цилиндра открывается всасывающий
клапан, и рабочая жидкость поступает в цилиндр 9.
3.5.2. Теоретическая подача поршневых насосов
и пульсация подачи жидкости
Полагая, что эксцентриковый вал насоса вращается равно-
мерно со скоростью и, исходя из расчетной схемы эксцентрико-
вого насоса, показанной на рис. 3.24, в начальном верхнем по-
ложении эксцентрика расстояние от оси вращения Oi до торца
поршня составляет R+e, где R— радиус эксцентрика, а е —
его эксцентриситет.
При повороте эксцентрика на угол а расстояние от оси вра-
щения до торца поршня составляет R+h, где из ДО1ОЛ
AOt = h = e cos а. (3.35)
Следовательно, поршень из начального положения переме-
щается на
x — (R + ё) — (R + h) = е(1 — cos а). (3.36)
Поскольку а=(!)/, скорость движения поршня
v = = we sin а, (3.37)
ускорение поршня
а ~= cos а' (3.38)
Следовательно, законом изменения скорости движения
поршня и подачи насоса будет синусоида.
Таким образом, подача одноплунжерного насоса носит не-
равномерный прерывистый характер (рис. 3.25), поскольку по-
ловину угла поворота эксцентрика за один оборот составляет
цикл всасывания.
Для повышения равномерности подачи обычно насосы имеют
несколько поршней, работающих в различных фазах. Так, на-
пример, широкое распространение в угольной промышленности
получили насосы Н-400, эксцентрики которых смещены относи-
тельно друг друга на угол 120°.
87
3.24. Расчетная схема эксцентрикового насоса
График подачи такого насоса приве-
ден на рис. 3.26. Подача каждого плун-
жера описывается кривыми /, II и III,
а общая подача насоса — огибающей
кривой IV.
Из этого графика видно, что подача
трехплунжерного насоса колеблется в
значительных пределах, что оценива-
ется
8Q = 9ma^~.Qinln , (3.39)
Мер
где Qmax и Qmin — соответственно максимальная и минимальная
подача насоса; Qcp — средняя подача насоса.
Для плунжерного насоса
Qmax ==
где Fn — площадь плунжера;
Qmin =
г, _ 2zFne<a
^Р-----2^ ’
тогда
----q—
SQ= ~2.~
2к
(3.40)
(3.41)
(3.42)
^-«0,14. (3.43)
Таким образом, неравномерность подачи трехплунжерного
насоса составляет около 14 % •
Равномерность подачи имеет большое значение, поскольку
пульсации подачи, а следовательно, и давления вызывают уста-
лостные разрушения гидромагистралей и уплотнений, сущест-
венно уменьшая их надежность и долговечность в эксплуата-
ции. Поэтому следует стремиться к уменьшению неравномер-
ности подачи, увеличивая число цилиндров у насоса.
Изменение коэффициента неравномерности подачи в зави-
симости от числа цилиндров у насоса следующее:
2 ........... 3 5 6 7 8 9 10 11 12
8Q, о/о . . 14,03 6,2 14,03 3,1 7,81 1,86 1,98 1,24 3,45
88
3.25. Графики неравномерности подачи жидкости поршневыми насосами при
разном числе цилиндров
3.26. График подачи трехплунжерного насоса Н-400
Фактическая подача поршневых насосов оказывается нес-
колько меньше приведенных значений из-за запаздывания сра-
батывания клапана и потери части хода поршня на упругое
сжатие рабочей жидкости в цилиндре насоса.
3.5.3. Поршневой насос НПУ с кривошипно-
шатунным механизмом
Для насосных станций систем гидропривода механизирован-
ных крепей, высоконапорного орошения, нагнетания водьг
в угольный пласт и других институтом Гипроуглемаш разрабо-
тана конструкция насоса поршневого унифицированного типа
НПУ с кривошипно-шатунным механизмом (рис. 3.27).
8»
36 55*3,5 *1U S
3.27. Насос плунжерный унифицированный типа НПУ конструкции института
Гипроуглемаш
90
3.28. Устройство кривошипно-шатунного механизма насоса НПУ
От приводного вала 1 насоса через одну пару цилиндриче-
ских зубчатых передач 2 приводится во вращение коленчатый
вал 3, смонтированный в корпусе 4 на двух сферических ролико-
подшипниках 5.
От коленчатого вала 3 через шатуны 6, пальцы 7 и крейц-
копфы 8 возвратно-поступательное движение передается плун-
жерам 9.
Плунжер 1 (рис. 3.28) входит в легкосменный цилиндр 2,
установленный в расточке блока 5 цилиндров. В Вертикальной
расточке блока цилиндров смонтированы всасывающий 3 и на-
порный 6 клапаны.
Для уплотнения плунжера / в цилиндре 2 смонтированы
два манжетных уплотнения 7, поджимаемые пружиной 4 и удер-
живаемые гайкой 9, в которой установлено грязесъемное уплот-
нение 8.
Следует обратить особое внимание на возможность быстрой
смены клапанов плунжера цилиндра и главных манжетных уп-
лотнений цилиндра, что облегчает ремонт насоса. Для умень-
шения износа манжетных уплотнений в пространство между
ними подается рабочая жидкость под давлением.
Картер редуктора и коленчатого вала изолирован от рабо-
чей жидкости и заполнен маслом индустриальным И-ЗОА.
Для системы смазки коленчатого вала, шатунных пальцев
и крейцкопфов предусмотрен смазочный насос с фильтром 10.
Техническая характеристика насоса НПУ
Рабочий объем, см3/об:
НПУ .00.000 .............................. 200
НПУ .00.000-01 ............................ 160
НПУ .00.000-02 ............................ 500
Частота вращения вала, об/мин:
приводного:
номинальная ................... 1480
минимальная ................... 740
коленчатого:
номинальная ................... 450
минимальная ................... 225
Подача, л/мин:
при номинальных оборотах:
НПУ.00.000 ....................... 84
НПУ.00.000-01 .................... 66
НПУ.00.000-02 .................... 210
при минимальных оборотах:
НПУ.00.000 ......................... 42
НПУ.00.000-01 ...................... 33
НПУ .00.000-02 .................... 105
92
Давление рабочее, кгс/см2:
НПУ.00.000 ........................ 320
НПУ.00.000-01 ...................... 450
НПУ.00.000-02 ...................... 150
Давление подпитки, кгс/см2:
максимальное........................ 10
минимальное ......................... 2
К. п. д. при рабочем давлении:
объемный.......................... 0,92
полный ............................ 0,86
Номинальная мощность привода,
кВт:
НПУ.00.000 ......................... 48
НПУ.00.000-01 ...................... 51
НПУ .00.000-02 ..................... 53
Рабочая жидкость...................Водно-масляная
эмульсия на
основе 1,5—
2,0 % -ной
присадки
ВНИИНП-117
или 3—6 % -ной
присадки Ак-
вол-3, вода
Тонкость фильтрации, мкм.........Не грубее 120
Ресурс при рабочем давлении, ч . . 10000
Наработка до первого отказа, ч . . . 600
Октавный уровень звукового давле-
ния, дБ.......................... 80
3.5.4. Поршневые эксцентриковые клапанные
насосы типа Н
В системах гидропривода горных машин, а также испыта-
тельных стендов широкое распространение получили поршне-
вые эксцентриковые клапанные насосы типа Н (рис. 3.29), из-
готовляемые харьковским и ереванским заводами гидропри-
водов.
Насос представляет собой чугунный корпус /, в котором на
двух роликовых сферических подшипниках 2 и 3 смонтирован
вал 4 с тремя эксцентриками, смещенными относительно друг
друга на 120°. На эксцентрики вала насажены на иглах 5
обоймы 6, При вращении вала эксцентрики перемещают
поршни 7 трубчатой формы с всасывающими клапанами 8. При
движении поршней от оси вала происходит нагнетание масла,
при движении к оси вала под действием пружин 9 — всасыва-
ние масла.
Пружина 9 приподнимает тарелку клапана 8 под торцом
поршня 7, при этом создается проход для масла при всасыва-
нии, а затем перемещается сам поршень.
93
3.29. Поршневой эксцентриковый клапанный насос типа Н
Полные открывание и закрывание всасывающего клапана
соответствуют определенному углу поворота вала насоса. В этот
период маслов напорную магистраль не подается. Подача масла
осуществляется после полного закрывания всасывающего кла-
пана.
При вращении вала насоса эксцентрики через обоймы на-
жимают на всасывающие клапаны, перемещают поршни, вы-
тесняющие жидкость через напорные клапаны в гидромагист-
раль. Каждый цилиндр имеет свой напорный клапан, состоящий
из шарика, пружины и седла клапана.
Корпус насоса закрыт с двух сторон крышками 10 и 11.
В крышке 10 смонтировано манжетное уплотнение 12, предот-
вращающее утечку масла по выводному концу вала. Насос
Н-400 выполняется с фланцевым креплением, а насосы Н-401 и
Н-403 — с креплением на лапах.
Техническая характеристика поршневых эксцентриковых клапанных
насосов типа Н
Н-4СО Н-401 Н-403
Давление рабочее, кгс/см2. . . Номинальная: 200 300 300
подача, л/об частота вращения вала, 5 18 35
об/мин Давление подпитки минималь- 1500 1500 1500
ное, м масляного столба . . . 0,5 0,5 0,5
94
Н-400 Н-401 Н-403
Цилиндр:
число........................... 3 3 6
диаметр, мм................. 16 23 23
Рабочий ход поршня, мм . . . 7 10 10
К. п. д. при рабочем давле-
нии:
объемный................. 0 >75 0,9 0,9
общий ......... 0,58 0,73 0,76
Приводная мощность при но-
минальных параметрах, кВт 2,8 11,5 23,5
Габариты, мм............. 215X120X200 340X240X290 345X340X205
Масса без рабочей жидкости,
кг........................... 13,5 42,9 45,6
Опыт эксплуатации насосов типа Н в системах гидропри-
вода горных машин показал их высокие эксплуатационные ка-
чества и удовлетворительную надежность в работе.
Наибольшее распространение в системах гидропривода гор-
ных машин получил насос Н-403.
3.5.5. Радиально-поршневые насосы типа ВНР
Для систем гидропривода механизированных крепей, гид-
ропередвижчиков забойных конвейеров и струговых установок
широкое распространение получили радиально-поршневые кла-
панные насосы ВНР 32/20 (рис. 3.30) на рабочее давление
200 кгс/см2 и ВНРД на рабочее давление 320 кгс/см2 конструк-
ции института Гипроуглемаш.
Насос ВНР 32/20 представляет собой закрытый с двух сто-
рон крышками 2 и 3 корпус 1, в котором на двух сферических
роликоподшипниках 4 смонтирован эксцентриковый вал 5.
На эксцентричной части вала 5 на двух сферических ролико-
подшипниках 6 смонтирована обойма 7, к наружной поверхности
которой прижимаются пружинами 8 бронзовые опорные баш-
маки 9, в которые завальцованы сферические головки плунже-
ров 10, входящих в цилиндры 11.
При вращении эксцентрикового вала 5 плунжеры 10 совер-
шают возвратно-поступательное движение. При движении плун-
жера к оси вала происходит всасывание рабочей жидкости че-
рез всасывающий клапан 12, а при движении плунжера от
оси — вытеснение рабочей жидкости через клапан 13 в напор-
ную магистраль.
В целях повышения ресурса и надежности в конструкцию
насоса ВНР 32/20 внесен ряд конструктивных изменений, основ-
ные из которых заключаются во введении термообработки вала 5,
крышек 2 и 3 и противовесов 14, ужесточении допусков на из-
готовление ряда деталей, введение статической (в последую-
щем и динамической) балансировки ротора, улучшении спо-
соба фиксирования пружин у клапанов 12 и 13.
95
3.30. Насос радиально-поршневой клапанный ВНР 32/20
С такими конструктивными изменениями насос имеет ин-
декс ВНР 32/20П, и его серийно изготовляет завод им. Петров-
ского.
Принципиально конструкция насоса ВНРД 50/32 (рис. 3.31)
подобна насосу ВНР 32/20 и отличается в основном конструк-
тивным оформлением и усилением отдельных узлов и деталей.
В насосе ВНРД 50/32 усилены эксцентриковый вал 1, под-
шипниковая группа 2 и 3, улучшено уплотнение 4 выводного
96
3.31. Насос радиально-поршневой клапанный ВНРД 50/32
конца вала, технологически упрощен корпус 5 насоса за счет
размещения всасывающих и напорных клапанов 6 и 7 в сквоз-
ных расточках, выполненных в приставных корпусах S.
Это одновременно улучшило работу клапанных пар и облег-
чило их замену в процессе работы.
Поскольку насос ВНРД 50/32 является дальнейшим разви-
тием конструкции насоса ВНР 32/20, он обладает повышенными
ресурсом и надежностью.
7 Заказ № 305
97
Техническая характеристика насосов типа ВНР
ВНР 32/20 ВНРД 50/32
Рабочий объем, см3/об............. 32 50
Давление рабочее, кгс/см2 ........ 200 320
Частота вращения вала, об/мин . . . 1470 1470
Номинальная:
подача, л/мин...................... 40 63
мощность привода, кВт........ 18,1 40,6
К. п. д. при рабочем давлении:
объемный......................... 0,85 0,84
общий ....................... 0,8 0,73
Рабочая жидкость..................... Водно-масляная
эмульсия на ос-
нове 1,5—
2,0 %-ной
присадки
ВНИИНП-117
ИЛИ 3—6 % -НОЙ
присадки Ак-
вол-3
Требуемая тонкость фильтрации,
мкм, не менее..................... 50 30
Ресурс при рабочем давлении, ч . . . 3000 5000
Наработка до первого отказа, ч . . . 200 500
Масса без рабочей жидкости, кг . . 172,8 305
3.5.6. Аксиально-поршневой насос НА-6,3/320
Для гидросистем горных комбайнов и буровых машин, рабо-
тающих на минеральных маслах, получил распространение ак-
сиально-поршневой насос НА-6,3/320 с клапанным распределе-
нием и принудительным ведением плунжеров конструкции ин-
ститута Донгипроуглемаш.
Насос НА-6,3/320 (рис. 3.32) состоит из корпуса /, в кото-
ром на двух шарикоподшипниках 2 и 3 смонтирован вал 4. На
вале закреплен кинетор 5, на шейках которого установлены
упорные шарикоподшипники 6 и 7.
Плоская шайба 8 опирается на косо расположенный упор-
ный подшипник 7 и контактирует со сферической головкой
плунжера 9, который прижимается к ней прижиным диском 10,
воспринимающим усилия пружин 11 от опоры 12.
При вращении вала кинетор, вращаясь вместе с прижимным
диском, сообщает возвратно-поступательные движения плунже-
рам. Пружины и опоры 12 обеспечивают беззазорный контакт
сферических поверхностей опоры и прижимного диска, а также
создание необходимого усилия для обратного перемещения
плунжеров.
При движении вправо плунжеры вытесняют рабочую жид-
кость через прорези 13 пробки. С расточкой корпуса под гильзу
соединяется расточка 14 напорного клапана 15. Вытесняемая
98
3.32. Насос аксиально-поршневой НА-6,3/320
жидкость через напорный клапан попадает в сборный канал 16
и отводится через нагнетательное отверстие.
При движении поршня влево открывается всасывающий кла-
пан 17, полость 14 которого также соединена с прорезью 13
пробки. Рабочая жидкость из отверстия 18 по каналу 19 кор-
пуса поступает в корпус 20 всасывающего клапана и затем под
плунжер, обеспечивая заполнение рабочей полости цилиндра
насоса.
Для удобства демонтажа вала предусмотрена заглушка 21,
Втулки 22 с манжетой 23 обеспечивают герметичность картера
насоса. Утечки отводятся через дренажное отверстие 24 (на
рис. 3.32 дренажное отверстие закрыто транспортной за-
глушкой).
Привод насоса может осуществляться через муфту либо че-
рез шестерню, надетую на выводной конец вала насоса.
Насос НА-6,3/320 имеет два исполнения: НА-6,3/320.000—
с плунжером диаметром 10 мм; НА-6,3/320.000-01 —с плунже-
ром диаметром 12 мм.
Техническая характеристика аксиально-поршневого
насоса НА-6,3/320
НА-6,3/320 .ССО НА-6,3/320.СС0-01
Рабочий объем, см8/об.................. 6,3 9,0
Давление, кгс/см2:
рабочее................................ 250 160
максимальное при срабатывании
клапана............................ 320 200
Высота всасывания, м, не более ... 0,8
7*
99
НА-6.3/320.СС0 НА-6,3/320.000-01
Частота вращения при номинальном
давлении, об/мин:
номинальная ............................ 1500
минимальная ................... 378
Подача при рабочем давлении,
л/мин.............................. 8 11,5
Номинальная мощность (потребляе-
мая), кВт.......................... 4,85 4,3
К. п. д. при номинальных парамет-
рах:
объемный......................... 0,9
общий ................................. 0,86
Характеристика рабочей жидкости:
вязкость кинематическая, сСт:
минимальная ............................ 20
максимальная.......................... 250
температура, °C:
минимальная ............................ 10
максимальная............................ 50
Требуемая тонкость фильтрации,
мкм......................•.... 80
Масса (без рабочей жидкости), кг 15,3
Температура окружающей среды, °C:
минимальная ........................... *—10
максимальная............... +50
Минимальный диаметр приводной
шестерни (на валу насоса), мм . . . 80
Габариты, мм............................ 235X 130X 146
Шумовая характеристика — средний
уровень, дБ:
звука............................ 92
звукового давления в октавных
полосах....................... ПС-85
3.5.7. Аксиально-поршневые насос-гидромоторы
типа 210 одесского завода «Стройгидравлика»
В системе Министерства строительного и дорожного маши-
ностроения СССР одесский завод «Стройгидравлика» освоил
по лицензии фирмы «Константин Раух» (ФРГ) серийное про-
изводство нерегулируемых аксиально-поршневых насос-гидро-
моторов типа 210 (рис. 3.33). Это аксиально-поршневой бескар-
данный насос постоянной подачи, с шатунным приводом,
самоцентрирующимся блоком цилиндров и плоским распредели-
телем.
Угол наклона блока цилиндров относительно выходного вала
фиксированный и равен 25°.
100
3.33. Конструкция аксиально-поршневого насос-гидромотор а типа 210:
1 — вал; 2 — поршень; 3 — блок цилиндров; 4 — распределитель; 5 — корпус; 6 и 7 —
крышка соответственно передняя и задняя; 8— шатун; 9 — центральный шип; 10 — шари-
коподшипники; 11 — дуплексированный шариковый радиально-упорный подшипник; 12, 13
и 14 —> кольца уплотнительные; 15 — манжета
Техническая характеристика насос-гидромотора
типа 210
Рабочий объем, см3/об.............. 107 225
Давление, кгс/см2:
рабочее........................... 160
максимальное при срабатывании
предохранительного клапана . . 250
Рабочая жидкость...................Минеральное
масло
Кинематическая вязкость рабочей
жидкости, сСт.................... 30—200
Диаметр поршня, мм.................. 25 32
Передаваемый крутящий момент,
кгс-м............................... 26 56,5
Номинальная:
подача, л/мин.................. 155 210
частота вращения вала, об/мин 1500 960
К. п. д. при номинальных парамет-
рах:
объемный........................ 0,965
общий .......................... 0,905
Октавный уровень звукового давле-
ния, дБ............................... 92
Температура рабочей жидкости, °C 25 -т- +70
Требуемая тонкость фильтрации ра-
бочей жидкости, мкм................ 40
Масса без рабочей жидкости, кг . . . 44 88
101
До последнего времени эти насос-гидромоторы не применя-
лись в угольном машиностроении, однако они имеют перспек-
тиву применения в целом ряде горных машин, так как конструк-
ция этих насос-гидромоторов зарекомендовала себя при экс-
плуатации в различных строительных и дорожных машинах.
3.5.8. Аксиально-поршневые насос-гидромоторы
типа РНАС
Шахтинским заводом «Гидропривод» по лицензии фирмы
«Рекс-Рот» (ФРГ) освоено производство аксиально-поршневых
насос-гидромоторов с постоянной подачей. Конструкция такого
насос-гидромотора приведена на рис. 5.29 и рассмотрена
в главе 5 «Гидромоторы».
Регулируемые аксиально-поршневые насосы типа РНАС
предназначены для нагнетания рабочей жидкости в гидроси-
стеме гидрофицированных машин и агрегатов.
Техническая характеристика базовых моделей
насосов 63/320 и 125/320
Давление, кгс/см2:
рабочее............................ 320
максимальное при срабатывании
предохранительного клапана . . 400
в системе подпитки:
минимальное ................... 1,02
максимальное ........ 15,0
предельное дренажа....... 2,0
Рабочий объем, см3/об............... 63, 125
Номинальная:
частота вращения, об/мин .... 1500
подача, л/мин................... 87, 172
мощность насоса, кВт.......... 52, 102
К. п. д. насоса:
объемный............................ 92
полный.......................... 87, 86
Момент на валу' регулировочном,
кгс-м.............................. 200, 250
Требуемая тонкость фильтрации ра-
бочей жидкости, мкм..................... Ю
Глава 4
НАСОСЫ ПЕРЕМЕННОЙ ПОДАЧИ
4.1. Общие сведения
Для приводов горных и горно-транспортных машин, где тре-
буются регулирование (в том числе и автоматическое) скорости,
реверсирование, плавное трогание под нагрузкой, все большее
распространение получает система гидропривода типа насос
переменной подачи — гидромотор. Такая система гидропривода
в настоящее время используется для приводов механизмов по-
дачи угольных и проходческих комбайнов, буровых станков
вращательного бурения, а также для приводов самоходных ва-
гонеток и шахтных локомотивов с дизель-гидравлическим при-
водом.
В качестве насоса переменной подачи ранее применялись
в основном два типа насоса — лопастные с принудительным вы-
движением лопастей и поршневые (радиально-поршневые и
аксиально-поршневые). В настоящее время в системах гидро-
привода горных машин применяются исключительно радиаль-
но-поршневые (рис. 4.1) и аксиально-поршневые (рис. 4.2) на-
сосы переменной подачи.
Лопастные насосы переменной подачи с принудительным вы-
движением лопастей вследствие низкого к. п. д., большой чув-
ствительности к загрязнению рабочей жидкости и недостаточ-
ного ресурса в настоящее время не используются в системах гид-
ропривода горных машин.
Из-за стесненности рабочего пространства и повышенных
требований к уменьшению габаритов в системах регулируемого
гидропривода типа насос переменной подачи — гидромотор
в горных машинах наряду с насосами переменной подачи об-
щего исполнения применяют и насосы специального встроен-
ного исполнения (особенно в механизмах подачи узкозахват-
ных комбайнов).
Радиально-поршневой насос (см. рис. 4.1) состоит из вра-
щающегося ротора 1 со звездообразно-радиальным расположе-
нием цилиндров, в которых перемещаются поршни 2, опираю-
щиеся на эксцентрично расположенную обойму-статор 3,
эксцентриситет е которой можно изменять от 0 до макси-
мума.
Расчетная максимальная подача радиально-поршневого на-
соса за один оборот q (см3/об)
vdi
4
q = -^rhz =
2ez,
(4.1)
103
4.1. Принципиальная схема ра-
диально-поршневого насоса пе-
ременной подачи
4.2. Принципиальные схемы ак-
сиально-поршневых насосов пе-
ременной подачи
где d — диаметр цилиндра, см; h — 2e — максимальный ход
поршня, равный удвоенной величине эксцентриситета е, см;
z — число цилиндров.
Минутная максимальная подача (Q, л/мин) насоса
Q = ^л10-37)о6 —^z/i10~3iqO6 =1,57 • 10“3 rf2eznv)o6, (4.2)
где т]об — объемный к. п. д.
Насос реверсируется за счет перемещения обоймы статора
через нулевое положение на противоположную сторону. Рас-
пределение рабочей жидкости в цилиндры насоса осуществля-
ется распределительной цапфой.
Основным недостатком радиально-поршневых насосов пе-
ременной подачи является наличие зазоров в распределитель-
104
ном устройстве, что несколько уменьшает объемный к. п. д. на-
соса и ограничивает величину возможного максимального ра-
бочего давления (обычно не более 160 кгс/см2).
Аксиально-поршневые насосы переменной подачи обычно
выполняются по двум принципиальным схемам: с пространст-
венным кривошипом (см. рис. 4.2, а); с наклонной шайбой,
связанной с валом через универсальный шарнир (см. рис .4.2, б).
В насосе, выполненном по первой схеме (см. рис. 4.2, а),
поршни 1 движутся в цилиндрах 2, сгруппированных во вращаю-
щемся блоке 3. Движение поршням передается через шатуны 4,
которыми они соединены с пространственным кривошипом 5.
Вращение блоку 3 передается от вала 6 через универсальный
шарнир 7.
В насосе, выполненном по второй схеме, поршни 1 через
шатуны 4 связаны с наклонной шайбой 5, которая соединена
с валом 6 через универсальный шарнир 7, а вал 6 при этом
жестко связан с блоком 3. Наклонная шайба опирается через
упорный подшипник 9 на поворотную чашу 10.
Подача насоса регулируется за счет изменения величины
хода поршней в цилиндрах изменением угла наклона 0 про-
странственного кривошипа или наклонной шайбы.
Всасывание и нагнетание жидкости в цилиндры 2 вращаю-
щегося блока происходят через дуговые каналы е и ж в тор-
цовой неподвижной шайбе 8, выполняющей функции распредели-
теля в насосе. К шайбе прижимается вращающийся блок ци-
линдров.
По принципиальной схеме конструкции распределительного
устройства аксиально-поршневые насосы делятся на два типа:
с плоским распределителем (см. рис. 4.2,а), когда контакти-
рующие поверхности распределительной шайбы и блока ци-
линдров плоские; со сферическим распределителем (см.
рис. 4.2, б), когда контактирующие поверхности распредели-
тельной шайбы и блока цилиндров сферические (шаровые).
Основное преимущество насосов с плоским распределе-
нием — простота ремонта распределительных поверхностей
в эксплуатационных условиях.
Аксиально-поршневые насосы переменной подачи обладают
рядом преимуществ по сравнению с радиально-поршневыми
насосами, основные из которых: работа с более высоким рабо-
чим давлением, так как распределение рабочей жидкости по
цилиндрам производится без клапанов при гидравлическом
поджиме контактирующих поверхностей и с автоматической
компенсацией износа поверхностей распределителя; более вы-
сокое значение объемного к. п. д. (не менее 0,9) по сравнению
с объемным к. п. д. радиально-поршневых насосов, незначитель-
ные и стабильные утечки жидкости в процессе эксплуатации;
большие сечения всасывающих каналов, что позволяет рабо-
тать с большими частотами вращения (до 1500—3000 об/мин
105
4.3. Схема аксиально-поршневого насоса с плоским распределителем
в насосах общего назначения и до 12 000 об/мин в насосах спе-
циального исполнения); в 2—3 раза меньшая масса насосов по
сравнению с радиально-поршневыми при равных подаче и дав-
лении.
Аксиально-поршневым насосам присущи и недостатки, глав-
ные из них: большая чувствительность торцового распредели-
теля к загрязнению рабочей жидкости (для надежной работы
насосов этого типа требуется фильтрация рабочей жидкости
до 20 мкм); повышенная конструктивная и технологическая
сложность, увеличивающая трудоемкость изготовления насоса.
Несмотря на указанные недостатки аксиально-поршневые
насосы переменной подачи имеют большую перспективу приме-
нения в системах гидропривода горных машин.
Теоретическая подача q (см3/об) аксиально-поршневого на-
соса (рис. 4.3) за один оборот
q=^-zD^, (4.3)
где d — диаметр цилиндра, см; z — число цилиндров в блоке;
D — диаметр кривошипа, см; р— угол наклона кривошипа,
градус.
Минутная теоретическая подача Q (л/мин) насоса
(4.4)
где п — частота вращения вала насоса, об/мин; т)Об — объемный
к. п. д.
В основе кинематики аксиально-поршневых насосов лежит
кривошипно-шатунный механизм, при вращении которого пор-
шни перемещаются параллельно оси блока цилиндров, следуя
за точкой М на вертикальной плоскости А. При повороте прост-
106
ранственного кривошипа в плоскости ОБ (см. рис. 4.2) на угол
а точка А переходит в точку С, тогда
AD = О А — OD = R — /? cos а.
Перемещение х поршня
л: = Д£> sin 0 = ./?(!—cos а) sin 0, (4.5)
где R— радиус от оси блока до оси цилиндров. При этом де-
лаем допущение, что при вращении блока цилиндров 3 (см.
рис. 4.2, а) шатун 4 будет оставаться горизонтальным. В дей-
ствительности его отклонение от горизонтальной оси весьма
незначительно, поскольку предельное значение угла 0 наклона
кривошипа обычно не превышает 30°.
Взяв от выражения первую производную, найдем скорость
движения поршня, полагая, что а = <вЛ
г>п = = R sin 0 sin о)/ш;
= -on = -^-/?sin 0sinw/. (4.6)
Изменению скорости ап перемещения поршня соответствует
и изменение мгновенной подачи жидкости каждым цилиндром.
В зависимости от числа цилиндров создается ориентировочно
следующая пульсация подачи рабочей жидкости:
Число цилиндров 5 6 7 8 9 10 II 12
Пульсация пода-
чи, %........ 5,03 13,9 2,6 7,8 1,5 5,0 1,0 3,5
В мертвых положениях поршней отверстия, подводящие жид-
кость в цилиндры, перекрыты разделительными перемычками А
и М в торцовом распределителе.
Для устранения явлений гидравлического удара в момент
соединения какого-либо цилиндра с дуговым каналом В по-
лости нагнетания на концах каналов В и С выполнены посте-
пенно суживающиеся канавки глубиной 1,0—1,2 мм, через кото-
рые поступает жидкость в цилиндры до момента встречи
с дуговыми каналами В и С. Этим обеспечивается плавное повы-
шение давления в цилиндре до величины давления в полости
нагнетания. Ширина таких канавок равна 1—2 мм и длина по
окружности под углом 6 = 8-5-10°.
Величина перемычки 5 между окнами всасывания и нагне-
тания принимается равной
5 = (l,l^l,2)dK, (4.7)
где dK — диаметр (или большая ось, если отверстие не круглое)
канала, по которому жидкость поступает в цилиндр.
107
Обычно для увеличения площади поперечного сечения отвер-
стие, подводящее жидкость в цилиндры, выполняют удлинен-
ной формы, шириной, равной ширине дуговых каналов, и дли-
ной, равной диаметру цилиндра.
Практически ширину распределительных дуговых каналов
принимают равной половине диаметра цилиндра а=0,5 d, а ши-
рину уплотняющих поясков на распределителе 6 = 0,125 d.
С учетом неравномерности износа поясков Ъ\ и Ъ2 из-за раз-
ницы в их окружных скоростях зачастую принимают b2>b\
или Ь2= 1,25 6ь
Расстояние между цилиндрами обычно принимается равным
C«0,2 d, при этом обеспечивается удовлетворительная жест-
кость блока цилиндров.
Диаметр окружности блока цилиндров, на котором рас-
положены оси цилиндров,
D = (0,35 -0,4) dz, (4.8)
где z — число цилиндров.
Наружный диаметр блока цилиндров
DH = D+ l,6d.
Максимальная скорость v (см/с) движения жидкости
в окнах, соединяющих цилиндры с дуговыми каналами распре-
делителя, может быть вычислена по формуле
®tnax:= 3Q Sin Р , (4.9)
где S — площадь окна в донышке цилиндра, см2.
На гидроблок цилиндра действует усилие, прижимающее
его к торцовому распределителю. Это усилие, создаваемое дав-
лением жидкости на площадь уступов в дне цилиндра, прило-
жено асимметрично только со стороны цилиндров, в которых
осуществляется нагнетание жидкости. Среднее контактное дав-
ление в торцовом распределителе должно составлять 15—20 %
от величины рабочего давления. При этом толщина распредели-
тельной масляной пленки между контактирующими поверхно-
стями распределителя и блока цилиндров колеблется обычно от
2 до 8 мкм. Во избежание непосредственного контакта трущихся
пар к геометрии и чистоте контактирующих поверхностей
блока цйлиндров и торцового распределителя предъявляются
высокие требования. Чистоту этих поверхностей рекомендуется
выдерживать в пределах 0,16—0,32 мкм (нижний предел — для
блока цилиндров, верхний — для распределителя).
Опыт эксплуатации показал, что повышение требований
к чистоте этих поверхностей эффекта не дает, так же как и от-
дельные кольцевые риски на этих поверхностях глубиной до
0,01 мм не оказывают существенного влияния на работу рас-
пределителя.
108
4.4, Сферический распределитель
Отклонение от плоскости этих поверхностей должно состав-
лять не более 5 мкм. Обычно диск распределителя изготовляют
из стали марки Х12-Ф1 твердостью HRC = 60-r-62, а блок ци-
линдров из бронзы БрОСН 10-2-3 или БрОФ 10-1. В этом слу-
чае облегчается технология изготовления точных отверстий под
цилиндры.
Во избежание чрезмерного нагрева жидкости в торцовом
зазоре, а также для уменьшения износа трущихся поверхностей
применяется ряд специальных конструктивных приемов. Так,
например, для регулирования усилия гидравлического прижа-
тия блока цилиндров на поверхности сферического распредели-
теля (рис. 4.4) выполняются дренажные канавки 3, которые
ограничивают подверженную гидравлическому давлению пло-
щадь контактирующих поверхностей.
Для уменьшения износа иногда на перемычке торцового
распределителя выполняют несколько глухих отверстий Е (см.
рис. 4.3) диаметром 1,5—2,0 мм, глубиной 6—8 мм. Эти отвер-
стия, соединяясь с одним из цилиндров нагнетания, заполняются
жидкостью. При последующем отсечении отверстий находя-
щаяся в них жидкость оказывает упругое воздействие, разгру-
жая контактирующие поверхности распределителя и улучшая
условия их смазки.
Для этих же целей, например, в конструкции сферического
распределителя (рис. 4.4) предусмотрены два отверстия 1, одно
из которых соединено с полостью нагнетания, а другое — с по-
лостью всасывания. Кроме того, по периферии этого распреде-
лителя выполнено большое число неглубоких отверстий 2, со-
единенных между собой канавкой 3.
На торцовой сферической поверхности блока цилиндров вы-
полнено семь неглубоких отверстий 4, которые расположены
так, чтобы при пересечении отверстий 1 каждое из них
109
соединяло на мгновение эти отверстия с кольцевой канавкой 3.
Такое соединение происходит 7 раз за один оборот ротора насоса.
Это обеспечивает периодический с большой частотой вспрыск
масла под давлением в торцовый зазор распределителя, созда-
вая пульсирующую масляную подушку и снижая этим потери
на трение, и, как следствие, износ контактирующих поверхнос-
тей. При этом не происходит заметного увеличения утечки жид-
кости в торцовом распределителе. Кроме того, на сферической
поверхности распределителя предусмотрена кольцевая ка-
навка 5, которая через отверстие 6 в блоке цилиндров сообща-
ется со сливом. Через эту канавку и отверстия 6 в блоке ци-
линдров сливается в дренаж рабочая жидкость, просачивающа-
яся внутрь из внешнего и внутреннего колец контактирующей
поверхности распределителя.
Поршни обычно изготовляют из стали марок: 12ХНЗА
с твердостью рабочих поверхностей после цементации и закалки
HRC^58, ХВГ с закалкой до твердости HRC = 554-60, ШХ15
с закалкой до твердости HRC = 62-r-64.
Чистота рабочей поверхности в цилиндре должна быть не
ниже 0,32 мкм, а поршней — в пределах 0,16—0,08 мкм. Поршни
подгоняют индивидуально к отверстиям цилиндров с диамет-
ральным зазором от 10 до 15 мкм, что обычно обеспечивается
притиркой.
Отклонения отверстий и поршней от цилиндрической формы
(эллипсность, конусность, непрямолинейность оси) допускается
в пределах 2—5 мкм. Подогнанный поршень при наличии
смазки должен при вертикальном положении блока цилиндров
медленно и равномерно опускаться под действием собственного
веса.
4.2. Радиально-поршневые насосы
НП-120 и НП-200 специального
исполнения Горловского
машиностроительного завода
им. С. М. Кирова
В системах гидропривода механизмов подачи узкозахватных
угольных комбайнов и предохранительных лебедок получил
широкое распространение радиально-поршневой насос 1НП-120
(рис. 4.5) специального (встроенного) исполнения конструкции
СКВ Горловского машиностроительного завода им. С. М. Ки-
рова.
В отличие от насоса НП-120 старой модификации, он имеет
автомат разгрузки и улучшенную конструкцию предохранитель-
ного клапана.
В корпус 1 насоса запрессована ось 2, на которой на шари-
коподшипниках 3 и 4 вращается ротор 5, являющийся блоком
110
цилиндров, в котором в два ряда расположены 22 плунжера 6
(по 11 плунжеров в каждом ряду).
Действием центробежной силы плунжеры 6 прижимаются и
взаимодействуют с внутренней обоймой специального шарико-
подшипника 7, смонтированного в корпусе статора 8 насоса.
Статор имеет две цапфы 9 и 10, входящие в цилиндры //и
12 в корпусе насоса и выполняющие роль плунжеров для гид-
равлического управления подачей насоса. На этих цапфах ста-
тор 8 может перемещаться вправо или влево от оси ротора на-
соса. При совпадении осей ротора и статора подача насоса
равна нулю. От положения оси статора относительно оси ротора
(вправо или влево) зависит направление подачи рабочей жид-
кости под давлением (реверс гидромотора).
Техническая характеристика радиально-поршневых насосов
1НП-120 и 1НП-200 с переменной передачей
1НП-120 1НП-2С0
Рабочий объем, см3/об............... 80 156 ±6
Давление, кгс/см2:
рабочее............................. 100 114
максимальное при срабатывании
предохранительного клапана . . . 160 160
в системе подпитки.............. 3—5 3± 1
Номинальная частота вращения вала,
об/мин.............................. 1470 1470
Подача при номинальных параметрах,
л/мин .............................. 120 200
К. п. д. при номинальных параметрах:
объемный ........................................ 0,92 0,91
общий......................................... 0,85 0,85
Давление в системе управления, кгс/см2 25 ±5
Рабочая жидкость................................. Масло индустриальное
И-40А
по ГОСТ 20799—75
с 5—10 % концентрата
присадки КП2
по ТУ 38-1019—75
Масса без рабочей жидкости, кг ... . 115
Для уменьшения потерь мощности на перемешивание масла
ротором насоса и поршнями полость изолирована уплотнитель-
ными кольцами 13 от масляной ванны, в которой установлен
насос. Уплотнение со стороны вращающихся частей обеспечи-
вается манжетами 14, заглушкой 15 с резиновым кольцом 16
и резиновым кольцом 17 на центрирующей шейке насоса.
Для защиты насоса от перегрузок на нем установлен предо-
хранительный клапан. Полость цапфы 9 постоянно соединена
с нагнетательной магистралью вспомогательного насоса, вслед-
ствие чего статор стремится сместиться в крайнее правое по-
ложение, обеспечивая работу насоса с максимальной подачей.
Соединяя полость цапфы 10, имеющей площадь, вдвое большую
площади полости цапфы 9, с нагнетательной магистралью
111
вспомогательного насоса, перемещаем статор влево, осущест-
вляя при этом регулирование подачи насоса и реверсирование
направления подачи жидкости.
Автомат разгрузки (рис. 4.6, а) насоса 1НП-120 предназна-
чен для снижения подачи насоса до минимального значения
(15—20 л/мин) при превышении давления в гидросистеме
125 кгс/см2.
Автомат разгрузки состоит из корпуса, в расточках кото-
рого установлены гидрозамок, отсекающий и следящий золот-
ники и управляющий предохранительный клапан прямого дей-
ствия.
Гидрозамок состоит из золотника 3 с пружиной, втулки 4,
стакана 10 с клапаном и пружиной. Отсекающий золотник
включает втулку 11, золотник 12 с пружиной 2, следящий зо-
лотник-втулку 13, постоянно прижимающийся толкателем 1
к статору, золотник 14 с пружиной. Напорный шариковый кла-
пан 5 с седлом и пружиной, поджимаемой регулировочным
винтом 6, располагается в корпусе 7.
Управляющий предохранительный клапан состоит из собст-
венно клапана 8 и втулки 9 с пружиной.
Герметичность неподвижных поверхностей в автомате раз-
грузки обеспечивается уплотнительными резиновыми кольцами
и прокладками. Подвод и отвод рабочей жидкости осущест-
вляется через штуцеры и ниппели.
4.5. Насос радиально-поршневой специального (встроенного) исполнения
112
6-6
Плунжеры условно совмещены с
плоскостью разреза
~442
1 НП-120
8 Заказ № 305
113
122
6 7 8 9
От переходника 1
контроля дав2
ления
Линия управ-
ления
Jj
гидроблоку
управления "
От гидроблока
управления
4.6. Автомат разгрузки насоса 1НП-120
При увеличении давления в напорной гидромагистрали
свыше 125 кгс/см2 срабатывает управляющий предохранитель-
ный клапан 1 (рис. 4.6, б). Клапан 2 обеспечивает в сливной лик
нии предохранительного клапана 1 давление 3—5 кгс/см2, в(.
действующее на торце отсекающего золотника 3, которые,-
перемещаясь, направляет рабочую жидкость из линии управ*:
ления к следящему золотнику 4. '
От изменения положения следящего золотника 4 рабочая
жидкость поступает либо через гидрозамок 5 к опоре статора
с большим сечением цапфы, либо в полость золотника, откры-
вающего клапан гидрозамка 5, соединяя при этом со сливом
опору статора с большим сечением цапфы.
114
В результате независимо от положения статор перемещается
в сторону уменьшения эксцентриситета и снижает подачу до
15—20 л/мин. Дальнейшее перемещение статора прекращается,
и ограничение максимального давления осуществляется при ми-
нимальной подаче (15—20 л/мин) основным предохранительным
двухкаскадным клапаном (рис. 4.7).
В корпусе 1 (рис. 4.7, а) смонтированы четыре обратных
клапана 2 и двухкаскадный предохранительный клапан
(рис. 4.7, б), состоящий из гильзы 8, клапана 7 второго кас-
када, индикаторного золотника 6 с пружиной, прижимающей
его к клапану 5 первого каскада, и пружины 3, прижимающей
клапан к седлу 4.
При увеличении давления в напорной магистрали до дав-
ления срабатывания клапана 5 (130 кгс/см2) пружина 3 под
действием индикаторного золотника сжимается, клапан 5 от-
рывается от седла 4 и рабочая жидкость через отверстия в кор-
пусе предохранительного клапана сбрасывается в ванну.
Перепад давления жидкости, возникающей в дросселе А,
воздействует на клапан 7, поднимая его. Через образующуюся
щель жидкость сбрасывается в ванну.
Обратные клапаны независимо от направления движения ра-
бочей жидкости в насосе обеспечивают подвод ее из линии на-
гнетания к предохранительному клапану и подвод рабочей
идкости из подпитывающей магистрали в линию всасывания.
Рабочая жидкость из линии нагнетания поступает к авто-
ру разгрузки через штуцер клапана. Подвод жидкости для
-1ОДПИТКИ осуществляется через штуцер клапана от вспомога-
тельного одноплунжерного насоса.
Дальнейшим развитием конструкции насоса 1НП-120 явля-
ется новая модификация радиально-поршневого насоса 1НП-200
(рис. 4.8).
Особенностью конструкции насоса 1НП-200 является компо-
новка в одном блоке не только насоса, но и всех гидроагрегатов
8* 115
J7Z-O,!
4.8. Насос радиально-поршневой специального исполнения 1НП-200
системы его управления, включая вспомогательный насос,
предохранительные клапаны и автомат разгрузки.
Принципиальная схема насоса 1НП-200 подобна схеме на-
соса 1НП-120.
Через зубчатую муфту 1, вращающуюся на шарикоподшип-
никах 2 и 3, движение через поводок 4 передается ротору 5 на-
соса. Ротор является блоком цилиндров, в котором в два ряда
размещено 22 плунжера 6.
В корпусе 7 насоса неподвижно закреплена ось 8, на кото-
рой на трех шарикоподшипниках 9 и 10 вращается ротор 5. При
вращении ротора плунжеры под действием центробежной силы
прижимаются к внутренней обойме специального шарикопод-
шипника 11. Последний установлен в корпусе статора 12, имею-
щего две цапфы 13 и 14, входящие во втулки 15 и 16 цилин-
дров 17 корпуса насоса.
Подачей рабочей жидкости под давлением в цилиндры 17
осуществляется перемещение статора относительно оси ротора
и связанные с этим регулирование подачи насоса и изменение
направления подачи рабочей жидкости.
На эксцентрике зубчатой муфты на двух шарикоподшипни-
ках 18 закреплена обойма 19, к наружной поверхности которой
пружинами 20 прижимаются плунжеры 21. При вращении зуб-
чатой муфты обойма 19, взаимодействуя с плунжерами 21, со-
общает им возвратно-поступательные перемещения, чем обес-
печивается подача рабочей жидкости под давлением в систему
управления насосом.
Всасывающие и напорные клапаны вспомогательного и глав-
ного насосов аналогичны по конструкции и располагаются в за-
крытых заглушками сквозных расточках.
В систему вспомогательного насоса встроен конусный пре-
дохранительный клапан прямого действия, а в систему глав-
ного насоса — конусный клапан двойного действия. Монтаж
предохранительных клапанов обеспечивает легкость замены их
в процессе эксплуатации.
К статору прикреплен эксцентрик, воздействующий на зо-
лотник автомата разгрузки. Поворотом эксцентрика достигается
согласование положений золотника и статора в нейтральном по-
ложении. Устройство автомата разгрузки аналогично описан-
ному выше устройству автомата разгрузки насоса 1НП-120.
4.3. Насосы аксиально-поршневые
гидропривода типа УРС
В практике угольного машиностроения получило достаточно'
широкое распространение использование в качестве насосов
с переменной подачей аксиально-поршневых насосов от гидро-
привода типа УРС (У — универсальный, Р — регулятор.
ПТ
С — скорости). Насосы гидропривода типа УРС (насос перемен-
ной подачи и гидромотор) выполнены по схеме с наклонной
шайбой, связанной с валом насоса через универсальный шар-
нир, и имеют взаимодействующий с плоским распределителем
вращающийся блок цилиндров с девятью цилиндрами. Большой
диапазон регулирования, простота управления, плавность регу-
лирования подачи насоса и частоты вращения гидромотора,
простота реверсирования, герметичность, взрывобезопасность,
отработанная конструкция и высокая надежность в работе вы-
годно отличают гидропривод типа УРС от всех других типов
аналогичных гидроприводов и обеспечивают их широкое распро-
странение в промышленности.
Опыт продолжительной работы гидропривода типа УРС
в различных горных машинах и особенно в механизмах подачи
врубовых машин и угольных комбайнов показал отличные экс-
плуатационные качества, особенно после модернизации этого
типа гидропривода, осуществленной СКВ Челябинского трак-
торного завода.
По способу соединения насоса с гидромотором различают
три исполнения УРС: нераздельное, раздельное и комбиниро-
ванное. Гидропривод типа УРС раздельного исполнения
(рис. 4.9) имеет в одном блоке насос с переменной подачей,
а в другом блоке — гидромотор.
В гидроприводе типа УРС раздельного исполнения насос и
гидромотор смонтированы в отдельных корпусах и соединены
друг с другом магистральными трубопроводами. Это позволяет
располагать гидромотор в удалении от насоса с независимым
относительным положением оси вала в пространстве.
В гидроприводе типа УРС комбинированного исполнения
один насос с переменной подачей гидромагистралями соединен
с двумя гидромоторами, приводящими в движение один общий
механизм. Независимо от исполнения конструкция основных уз-
лов (насосов и гидромоторов) в таком гидроприводе остается
практически неизменной.
В гидроприводе типа УРС раздельного исполнения (см.
рис. 4.9) приводной вал 1 аксиально-поршневого насоса через
пространственный шарнир приводит во вращение диск 2 с за-
деланными в нем шатунами 3 и хвостовик 4 вала блока ци-
линдров 5. С помощью управляющего шпинделя 6 регули-
руется угол поворота чаши 7 и через упорный подшипник 8 —
угол поворота диска 2.
Предельный угол поворота чаши составляет ± 18°, при этом
подача насоса изменяется от максимума до 0, а затем с ревер-
сированием потока жидкости от 0 до максимума.
Конструктивно гидромотор выполнен так же, как и насос,
только поворотная чаша заменена неподвижной, установленной
под предельным углом наклона — 18°.
118
4.9. Гидропривод У PC раздельного исполнения
11»
Таблица 4.1
Техническая характеристика гидропривода типа УРС
Типо- размер Частота вращения вала, об/мин Крутящий момент * на валу гидромото- ра, кгс-м Подача насоса мак- симальная, л/мйн Давление срабатыва- ния предохранитель- ного клапана, кгс/см2 Масса без рабочей жидкости, кг
насос гидро- мотор , ° н "S я Я lit Раздельное исполнение
УРС-2,5 500 1000 0—500 0—1000 3,58 17,9 94 188 52 67
УРС-5 500 1000 0-500 0-1000 7,16 35,8 185 370 75 98 129
УРС-10 500 750 О о 1 1 14,32 71,6 370 555 185 234
УРС-20 500 0г-500 28,64 143,2 740 353 428
* В числителе — номинальный,
в знаменателе — максимальный.
4.4. Насос аксиально-поршневой
типа 937
СКВ Челябинского тракторного завода на базе гидропривода
типа УРС разработана конструкция насоса с переменной пода-
чей типа 937 (рис. 4.10) и освоено серийное производство та-
ких насосов. Насос — аксиально-поршневого типа имеет раз-
дельное исполнение, удачную компоновку, гидравлическое уп-
равление и получил распространение в системах гидропривода
ряда горных машин.
В целом конструкция этого насоса повторяет конструкцию
насосов гидропривода типа УРС. Основные отличительные осо-
бенности конструкции насоса типа 937 заключаются в сле-
дующем:
диск 1 опирается на поворотную люльку 2 (чашку) насоса
через усиленный роликовый двухрядный упорный подшипник 3,
а не через упорный шарикоподшипник, как это принято в кон-
струкции насосов типа УРС;
для поворота люльки в насосе предусмотрены четыре гид-
равлических цилиндра 4 (по два вверху и внизу с каждой сто-
роны), поршни 5 которых через шатуны 6 поворачивают
люльку 2 насоса, регулируя его подачу и направление подачи
рабочей жидкости (реверсирование);
120
12
4.10. Аксиально-поршневой насос с переменной подачей типа 937
для управления гидроцилиндрами поворота люльки насоса
предусмотрен механизм 7 гидроуправления, образующий сле-
дящую систему.
При перемещении золотника 8 в ту или иную сторону жид-
кость поступает в пару гидроцилиндров до тех пор, пока через
обратную связь, роль которой играет валик 9, шестерня 10 не
сдвинет зубчатую рейку и соединенную с ней золотниковую
втулку 11 в нейтральное относительно буртиков золотника 8
положение.
Обращает на себя внимание конструкция рабочей поверх-
ности поршней 12 гидронасоса. Для увеличения ресурса, обес-
печения жидкостного трения и уменьшения износа как поршня,
121
так и блока цилиндров 13 на рабочей поверхности поршня на-
резана спиральная канавка с шагом 0,53 мм. Профиль этой
канавки приведен на рис. 4.8.
Оставшиеся гребешки на рабочей поверхности поршня имеют
ширину не более 0,2 мм и обрабатываются с чистотой поверх-
ности 0,64 мкм.
Техническая характеристика аксиально-поршневого
насоса типа 937
Давление, кгс/см2:
рабочее................................ 52
максимальное при срабатывании пре-
дохранительного клапана............. 60 ±5,0
Номинальная частота вращения вала,
об/мин ................................ 600
Подача насоса при номинальной частоте
вращения вала, л/мин................... 456
4.5. Насосы с переменной подачей
типа 207 одесского завода
«Стройгидравлика»
Регулируемые насосы типа 207 фланцевого исполнения рабо-
тают с подпиткой и предназначены для подачи потока рабочей
жидкости, переменного по величине и направлению. Конструк-
тивная схема насоса приведена на рис. 4.11. Регулировка подачи
рабочей жидкости — бесступенчатая, осуществляется путем от-
клонения блока цилиндров на угол от 0 до ±25°.
Техническая характеристика насоса типа 207
Давление, кгс/см2:
рабочее...................... 150
максимальное при срабатывании
предохранительного клапана . . 150
Рабочая жидкость.................Минеральное масло
Кинематическая вязкость, сСт . . . 30—200
Температура рабочей жидкости, °C -10 ч--±55
Диаметр поршня, мм...................... 25; 32
Номинальная подача, л/мин........ 155; 218
Частота вращения приводного вала,
об/мин .......................... 1450; 970
Масса без рабочей жидкости, кг . . . 67; 130
Насосы типа 207 имеют перспективу применения в горных
машинах (очистных и проходческих комбайнах, буровых стан-
ках, лебедках, самоходном оборудовании, дизелевозах и др.).
122
4.11. Аксиально-поршневой насос с переменной подачей типа 207:
1 — вал; 2 г— манжета; 3 — крышка насоса; 4— подшипник шариковый радиальный одно-
рядный; 5 — подшипник шариковый радиально-упорный сдвоенный; 6 — подшипник ша-
риковый радиальный; 7 — фланец; 8 — шатун; 9 — цапфа; 10 — поршень; 11 — блок ци-
линдров; 12 — распределитель; 13— крышка; 14 — поворотный корпус насоса; 15 —
центрирующий палец
4.6. Насосы аксиально-поршневые
с переменной подачей типа РНАС
шахтинского завода «Гидропривод»
Шахтинский завод «Гидропривод» начал осваивать по лицен-
зии фирмы «Рекс-Рот» (ФРГ) серийное производство регули-
руемых аксиально-поршневых насосов типа РНАС (рис. 4.12).
Насосы типа РНАС предназначены для нагнетания перемен-
ного по величине и направлению потока рабочей жидкости под
давлением 320 кгс/см2. Насосы типа РНАС являются агрегатом,
состоящим из следующих узлов: аксиально-поршневого насоса
высокого давления; механизма регулирования подачи; подпиточ-
ного насоса низкого давления (для насосов исполнения 1РНАС).
В корпусе 1 с передней 2 и задней 3 крышками на подшип-
никах (двух конических роликовых и одном цилиндрическом ро-
ликовом) вращается вал 4 и соединенный с ним блок цилин-
дров с плунжерами, своими головками опирающимися на гид-
ростатически разгруженный подпятник.
123
В результате вращения вала 4 и блока цилиндров плунжеры
совершают возвратно-поступательные движения, величина хода
которых зависит от угла наклона подпятника, изменение кото-
рого осуществляется тягой 5 поршня управляемого цилиндра 6.
Тяга 5 с подпятником соединяется через шарнир.
При движении плунжеров рабочая жидкость через каналы
в задней крышке через кольцевые пазы распределительного
диска и основания блока цилиндров и каналы втулки поступает
в рабочие камеры блока цилиндров, а затем нагнетается в ка-
налы задней крышки.
Для выполнения нереверсивного исполнения РНАС в управ-
ляющем цилиндре установлен ограничительный упор 7; для вы-
полнения исполнения 1РНАС предусмотрена установка подпи-
точного насоса с напорным золотником на переднюю крышку
корпуса.
Техническая характеристика насосов типа РНАС
РНАС 32/320 РНАС 63/320 РНАС 90/320 РНАС 125/320 РНАС 250/320
Рабочий объем, см3/об .... Давление, кгс/см2: 32 63 90 125 250
рабочее максимальное при сраба- тывании предохранитель- 320 320 320 320 320
ного клапана 400 400 400 400 400
124
РНАС 32/320 РНАС 63/320 РНАС 90/320 РНАС 125/320 РНАС 250/320
в системе подпитки:
минимальное 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02
максимальное Максимальное давление дре- 15 15 15 15 15
нажа, кгс/см2 Частота вращения, об/мин: 2 2 2 2 2
номинальная 1500 1500 1500 1500 1500
максимальная при давле- нии подпитки не менее
8 кгс/см2 3000 2400 2400 2100 1800
минимальная 100 100 100 100 100
Номинальная подача, л/мин . . 44 87 125 172 344
Мощность номинальная, кВт 26 52 75 102 208
К. п. д. при номинальных па- раметрах:
объемный 0,92 0,92 0,92 0,92 0,92
общий Направление вращения .... 0,86 0,87 0,88 0,88 Правое 0,88
Масса без рабочей жидкости,
кг 29 «4 84 102 193
Глава 5
ГИДРОМОТОРЫ
5.1. Общие сведения
В гидравлическом моторе энергия подводимой под давлением
жидкости преобразуется в механическую энергию вращатель-
ного движения вала.
В системах гидропривода горных машин гидромоторы нахо-
дят применение в механизмах подачи угольных комбайнов; ме-
ханизмах передвижения (с колесным или гусеничным ходом)
горных комбайнов, погрузочных машин, самоходных вагонеток,
локомотивов с дизельным приводом; приводах монорельсовых
дорог, шахтных лебедок, погрузочных устройств, перегружате-
лей, буровых и других горных машин.
Классификация применяемых в горных машинах гидромо-
торов приведена на рис. 5.1.
Все применяемые гидромоторы делятся на два типа — низко-
моментные и высокомоментные.
По определению, принятому Ю. Ф. Пономаренко, высокомо-
ментными гидромоторами следует называть все типы гидромо-
торов многократного действия и гидромоторы радиально-порш-
невые однократного действия со звездообразным блоком ци-
линдров.
Все остальные типы гидромоторов следует считать гидромо-
торами низкомоментными. При применении низкомоментных
гидромоторов энергия вращения от вала гидромотора пере-
дается к исполнительному органу обычно через промежуточный
редуктор. Вал высокомоментного гидромотора либо непосред-
ственно связан с исполнительным органом, либо передаточное
отношение промежуточного редуктора существенно уменьшено.
В горных машинах могут найти применение высокомомент-
ные гидромоторы, вал которых мог бы непосредственно, без про-
межуточного редуктора, передавать движение тому или иному
исполнительному органу горной машины.
Из-за малых скоростей движения горных машин высокомо-
ментные гидромоторы обычно работают с частотой вращения
вала от единицы до 50—70 об/мин.
В качестве низкомоментных в горных машинах получили
применение гидромоторы шестеренные, лопастные и аксиально-
поршневые, в качестве же высокомоментных — лопастные, мно-
гократного действия, радиально-поршневые многократного дей-
ствия и радиально-поршневые (звездообразные) однократного
действия.
126
Гидромоторы
5.1. Классификация гидромоторов горных машин
В целом устройство гидромоторов несмотря на различие на-
значений и параметров существенно не отличается от устрой-
ства насосов соответствующего типа. Поэтому ниже будут рас-
смотрены только отличительные особенности конструкции гидро-
моторов по сравнению с рассмотренными ранее конструкциями
насосов аналогичного типа.
В настоящее время наиболее распространенным давлением
в системах гидропривода с гидромоторами является рабочее
давление 100—200 кгс/см2 при кратковременно действующем
давлении 160 кгс/см2.
В ближайшем будущем рабочее давление, по-видимому, воз-
растет до 160 кгс/см2 и в перспективе до 250 кгс/см2, так как
опыт эксплуатации показывает, что переход на эти повышенные
давления не вызывает каких-либо особых технических трудно-
стей.
Теоретическая мощность N?(кгс-см/с), развиваемая любым
гидромотором,
NT=QP (5.1)
или теоретическая мощность Л/’t (кВт)
1 т 10200 ’
где Q — расход жидкости, см3/с; Р — рабочее давление жидко-
сти, подводимой к гидромотору, кгс/см2.
Если Q выразить в л/мин или см3/мин, то 2Ут(кВт) составит
= 612 или ~ 612 • Юз • (5-2)
Теоретический расход Qt(cm3/mhh) жидкости на вращение
вала гидромотора равен
QT = qn, (5.3)
127
где q — объемная постоянная гидромотора — объем его рабочих
камер за один оборот, см3/об; п — частота вращения вала гид-
ромотора, об/мин.
Тогда
N______ЧпР...
612 • 103 "
(5-4)
Из этого уравнения видна первая принципиальная особен-
ность гидромотора — развиваемая гидромотаром
мощность пропорциональна частоте вращения
его вала.
Вторым весьма важным параметром, характеризующим гид-
ромотор, является развиваемый на его валу крутящий момент.
Как известно, при вращательном движении мощность
Мт(кгс-см/с) равна
2УТ = Л12
(5.5)
или
2Vt 10 200 ’
(5.6)
где N?— теоретическая мощность, развиваемая на валу гидро-
мотора, кВт; М— теоретический крутящий момент, развивае-
мый на валу гидромотора, кгс-см; й—угловая скорость враще-
ния вала гидромотора, рад/с,
q Q2it nQ
(5.7)
Если Q выразить в см3/мин, то
М = 4-----(5.8)
Из этого уравнения следует вторая принципиальная особен-
ность гидромотора — постоянство величины крутя-
щего момента, развиваемого гидромотором, не-
зависимо от частоты вращения его вала.
Преобразование энергии в гидромоторе сопровождается по-
терями: объемными, связанными с наличием утечек и перетоков
рабочей жидкости внутри гидромотора; механическими, связан-
ными с потерями на трение движущихся частей гидромотора;
гидравлическими, связанными с местными сопротивлениями дви-
жению рабочей жидкости внутри гидромотора. Обычно эти по-
тери в рассматриваемых конструкциях гидромоторов невелики и
ими можно пренебречь.
Баланс мощности гидромотора (рис. 5.2) определяется из
уравнения
Л^вх = Л^вых + ^M)6 + (5.9)
128
5.2. График баланса мощности гидро-
мотора
где 2VBX — подводимая к гидромотору мощность, кВт; Л/вых —
выходная, или полезная, мощность гидромотора на его выход-
ном валу, кВт; ДЛ/об и ДЛГмвх— мощность потерь соответственно
объемных и механических, кВт,
Д^об=-§^-( (5.10)
(511)
QyT — утечки и перетоки жидкости в гидромоторе, л/мин.
Объемный к. п. д. будет равен
Qbx QyT ч Qyr
-*)об== д * д , ’
Чвх Vbx
где Qbx — расход жидкости на входе в гидромотор, л/мин; QT —
теоретический расход жидкости при работе с заданным режи-
мом, л/мин.
Величина утечек QyT в рассматриваемых гидромоторах, осо-
бенно высокомоментных, почти не зависит от частоты вращения
вала и увеличивается с повышением давления. При этом соот-
ветственно уменьшается объемный к. п. д. С увеличением ча-
стоты вращения гидромотора возрастает расход жидкости на
входе Qbx и соответственно увеличивается объемный к. п. д.
Мощность механических потерь ДММех (кВт) равна
Мтоп
Д М«ех = 97 500 • (5.12)
где п — частота вращения вала гидромотора, об/мин; Мтр— мо-
мент трения, приведенный к валу гидромотора, кгс-см,
Жтр = Ж-Жв.д, (5.13)
где Мв. д — фактический момент на валу гидромотора, кгс-см.
Механический к. п. д.
у, _ ^в.д _ , м*р .
Nвых == №вх^об'Чмех := Чвх1!,
где г| — полный к. п. д. гидромотора.
В. д
(5-14)
(5.15)
9 Заказ № 305
129»
5.3. Зависимость объемного, механиче-
ского и -полного к. п. д. гидромотора от
давления
5.4. Скоростная характеристика гидромотора
С увеличением рабочего давления т)мех возрастает, так как
момент трения Мтр растет при этом значительно медленней,
чем теоретический момент М на валу гидромотора.
Характер изменения объемного, механического и полного
к. п. д. гидромотора в зависимости от давления приведен на
рис. 5.3.
Для аналогичного исследования переходных процессов в гид-
роприводе с гидромотором удобно пользоваться объемной по-
стоянной qr (см3/рад) на 1 рад поворота вала гидромотора:
(5.16)
В начальный период поступления рабочей жидкости в гидро-
мотор, пока не преодолен момент сил трения, вся поступающая
жидкость (рис. 5.4) идет на утечки.
Вращение вала гидромотора начнется только при увеличе-
нии расхода жидкости до Qi.
С учетом возможных колебаний значений сил трения,
а также утечек (например, вследствие перераспределения тор-
цовых зазоров из-за изменения положения ротора гидромотора
в его корпусе и др.) устойчивое вращение вала гидромотора
может быть обеспечено только при минимальном значении рас-
хода жидкости Qmin>Qi. Этому расходу будет соответствовать
минимально возможная устойчивая частота вращения вала гид-
ромотора Qmin.
Если при постоянном расходе вводимой в гидромотор жид-
кости изменять крутящий момент на его валу, то будет изме-
няться угловая скорость вращения вала.
Зависимость частоты вращения вала гидромотора от нагру-
зочного момента, действующего на него, называется механиче-
ской характеристикой гидромотора.
Механическая характеристика гидромотора приведена на
рис. 5.5.
130
5.5. Механическая характеристика
гидромотора
Качество конструкции гидромотора характеризуется удель-
ным параметрическим показателем X (об-см2/л), являющимся
отношением веса гидромотора к произведению объемной по-
стоянной на перепад давления в гидромоторе:
х=
Ч^Р
(5.17)
где q — рабочий объем, л/об; Др=Р1 — Рг — перепад давления»
кгс/см2; Pi и Рг — давление рабочей жидкости соответственно
на входе в гидромотор и выходе, кгс/см2.
В современных гидромоторах: поршневых % «0,5 ч-1,0 обХ
Хсм2/л, лопастных — Хг»0,1ч-0,5 об>см2/л.
5.2. Гидромоторы шестеренные
Шестеренные насосы полностью обратимы и зачастую ис-
пользуются в системах гидропривода горных машин как низко-
моментные гидромоторы. Особенно рекомендуется использовать
в качестве гидромоторов шестеренные насосы типа НМШ кон-
струкции Гипроуглемаша, серийно изготовляемые Горловским
заводом им. С. М. Кирова, как надежные в эксплуатации.
Рабочее давление для шестеренных гидромоторов прини-
мается равным обычно до 100 кгс/см2. В настоящее время счи-
тается нецелесообразным применять шестеренные гидромоторы
при большем значении рабочего давления, так как при этом
возрастают утечки и снижается значение объемного к. п. д.
Существенными недостатками шестеренных гидромоторов яв-
ляются малый диапазон регулирования частоты вращения вала,
который для этого типа гидромоторов обычно равен ”т?- =2ч-5»
'‘min
9* 131
и большие механические потери при пуске, уменьшающие пуско-
вой момент.
5.3. Гидромоторы лопастные
5.3.1. Общие сведения
В системах гидропривода горных машин ранее применялись
лопастные гидромоторы в основном двух типов: низкомомент-
ные с рабочим давлением до 35 кгс/см2; высокомоментные с ра-
бочим давлением до 100 кгс/см2.
Основные преимущества лопастных гидромоторов: компакт-
ность конструкции, что определяет минимальные габариты и
массу гидромоторов этого типа; относительно малая чувстви-
тельность к загрязнению рабочей жидкости.
Опыт эксплуатации показал, что износ лопастного гидромо-
тора в 3 раза меньше, чем износ лопастного насоса.
Недостатки лопастных гидромоторов: технологическая слож-
ность их изготовления, так как требуется с высокой точностью
выдерживать линейные размеры деталей; относительно более
низкие значения объемного к. п. д. обычно в пределах 0,7—0,9.
В последние годы вследствие технологической сложности
изготовления и громоздкости редуктора лопастные низкомомент-
ные гидромоторы перестали применяться в системах гидропри-
вода горных машин.
За рубежом также вследствие технологической сложности
и низкого объемного к. п. д. лопастные гидромоторы не полу-
чили распространения.
Однако в СССР институту Гипроуглемаш (главный конст-
руктор С. Н. Фатеев) удалось создать весьма компактную и ори-
гинальную конструкцию высокомоментного лопастного гидро-
мотора ВЛ Г-400, который вследствие своей компактности получил
широкое распространение в системах гидропривода преимуще-
ственно механизмов передвижения горных машин.
Серийно эти гидромоторы изготовляет Кузнецкий машино-
строительный завод Министерства тяжелого машиностроения
СССР. Гидромотору ВЛГ-400 присвоен государственный Знак
качества.
В последнее время конструкция гидромотора ВЛГ-400 под-
верглась модернизации, направленной главным образом на уве-
личение его ресурса и надежности работы.
Модернизированному гидромотору присвоен индекс
ВЛГ-400М.
5.3.2. Конструкция лопастного гидромотора
ВЛГ-400М
Лопастной гидромотор ВЛГ-400М предусматривает передачу
крутящего момента от вала гидромотора к рабочему органу че-
рез зубчатую муфту.
132
Гидромотор ВЛГ-400М — лопастной, четырехкамерный,
с пружинным выдвижением лопастей. Он состоит (рис. 5.6) из
стального корпуса 1, закрытого с двух сторон крышками 2 и 3,
прикрепленными к корпусу 16 винтами 4. Крышки сцентриро-
ваны двумя коническими штифтами. Внутри корпуса 1 гидро-
мотора вращается ротор 5, в 10 радиальных пазах которого
расположены спаренные лопасти 6 и 7, прижимаемые к внут-
ренней рабочей поверхности корпуса 1 цилиндрическими пру-
жинами 8 (по пять пружин на каждую спаренную лопасть). Ро-
тор 5 вращается на двух роликоподшипниках 9 и 10, установ-
ленных в задней 2 и передней 3 крышках корпуса.
Ротор снабжен шлицевым хвостовиком, на который наса-
жена зубчатая полумуфта 11. Выводной конец вала уплотнен
манжетным уплотнением 12.
На внутренней цилиндрической поверхности корпуса гидро-
мотора в четырех продольных пазах расположены копиры 13,
которые своей цилиндрической поверхностью прилегают к на-
ружной поверхности ротора, разделяя рабочее пространство
между корпусом и ротором на четыре изолированные рабочие
камеры.
Для устранения перетока жидкости между поверхностью
паза в корпусе гидромотора и основанием копира, а также для
ограничения площади гидравлического поджима копира к ци-
линдрической поверхности ротора 5 служат два резиновых
уплотнения 14.
Гидравлический поджим копиров к цилиндрической поверх-
ности ротора обеспечивает минимальные утечки по контакти-
рующим поверхностям ротора и копиров с автоматической ком-
пенсацией износа.
На наружной поверхности корпуса выполнены две проточки
прямоугольного сечения, заваренные планками 15. Образовав-
шиеся кольцевые каналы Б и В сообщаются с приваренными па-
трубками 16 и 17, через которые рабочая жидкость под давле-
нием поступает в гидромотор и отводится на слив. В зависимо-
сти от направления вращения гидромотора каждый из
каналов Б и В может быть соединен с напорной или сливной
гидромагистралью.
Если, например патрубок соединен с напорной магистралью,
то рабочая жидкость поступает в кольцевой канал Б и далее
через четыре продолговатых окна Г — одновременно в четыре
рабочие камеры гидромотора (в пространство между копирами
и спаренными лопастями 6 и 7).
Каждая лопасть состоит из двух спаренных половинок,
имеющих по два отверстия, в которые заходят штифты 18, огра-
ничивающие в пределах 0,15—0,25 мм перемещение половинок
лопастей относительно друг друга в радиально расположенном
пазу ротора.
133
л-д
<t>JZ6
Ф130
5.6. Гидромотор лопастной высокомоментный ВЛГ-400М
5.7. Спаренная лопасть гидромотора
ВЛГ-400М
А
б
В
Воздействуя одновременно на четыре спаренные лопасти, ра-
бочая жидкость заставляет ротор вращаться по часовой стрелке.
При этом рабочая жидкость, заключенная между лопастью и
копиром, при приближении к нему лопасти вытесняется в коль-
цевой канал В и далее через патрубок 17 поступает в сливную
магистраль.
При подходе к копиру спаренные лопасти 6 и 7 вдвигаются
в паз ротора и при дальнейшем вращении переходят в следую-
щую рабочую камеру гидромотора, где они снова оказываются
под действием давления рабочей жидкости, и рабочий цикл ло-
пасти повторяется.
Перемещение спаренной лопасти происходит следующим об-
разом (рис. 5.7).
Под действием давления рабочей жидкости лопасть в пре-
делах имеющихся зазоров перекашивается в пазу ротора.
Из рабочей камеры А гидромотора рабочая жидкость под дав-
лением поступает в щель между стенкой паза и плоскостью
левой половинки лопасти и далее по трем подпиточным пазам,
расположенным на поверхности лопасти, поступает в полость Д.
Правая половинка лопасти, прижимаясь к поверхностям
Г и Б, устраняет перетоки рабочей жидкости из рабочей ка-
меры А гидромотора в камеру В, соединенную со сливом.
При этом левая половинка лопасти гидравлически уравно-
вешена, а правая гидравлически поджимается к поверхностям
Г иБ.
Такая конструкция лопасти позволила значительно снизить
требования к точности подгонки лопастей к ширине паза, упро-
стить технологию изготовления лопастей и пазов в роторе,
уменьшив возможные перетоки рабочей жидкости.
135
Для обеспечения полного гидравлического уравновешивания
ротора гидромотора в радиальном направлении каждая пара
диаметрально противоположно расположенных пазов соединена
радиальным каналом 19 (см. рис. 5.6).
Для гидравлической компенсации торцовых зазоров между
ротором гидромотора и боковыми крышками в последние вмон-
тированы подвижные опоры 20, гидравлически поджимаемые
к торцовым поверхностям ротора, длина которого выполняется
на 0,03—0,04 мм длиннее корпуса. Вследствие этого боковые
опоры вращаются вместе с ротором. Для уплотнения плоской
поверхности опор служит уплотнение 21, цилиндрической по-
верхности— фторопластовое уплотнительное кольцо 22.
Так как площади гидравлического поджима боковых опор
одинаковы, то ротор гидромотора практически уравновешен
в осевом направлении.
Для отвода внешних утечек в боковой крышке предусмотрено
дренажное отверстие, заглушенное на время транспортирования
пробкой.
5.3.3. Выбор материалов, термической
обработки, точности изготовления, чистоты
поверхностей и отклонений от геометрических
форм деталей
Для обеспечения надежной работы с ресурсом не менее
300Q ч при сохранении высокого значения объемного к. п. д.
особое внимание при конструировании и доводке гидромотора
было уделено выбору материалов, способов термообработки,
точности изготовления, классов чистоты поверхности и откло-
нений от заданной геометрической формы у деталей.
Корпус 1 гидромотора (см. рис. 5.6) изготовляется из стали
марки 18ХГТ с последующей цементацией на глубину 1,5—
1;8 мм до заварки каналов А и Б. Места под сварку предохра-
няются от цементации. После заварки каналов А и Б произво-
дится отпуск корпуса при температуре 580—650 °C с его после-
дующей закалкой до твердости HRC=58-j-62.
Для устранения последующей деформации и разрушения зе-
рен остаточного аустенита корпус после закалки подвергается
обработке холодом при температуре —70 °C.
Внутренняя поверхность корпуса гидромотора обрабаты-
вается по диаметру 220А3 с обеспечением чистоты поверхности
0,32 мкм, конусности и овальности не более 0,015 мм. После
этого в пазах корпуса специальными монтажными болтами
крепятся копиры, которые затем растачиваются по диаметру
200А3 с теми же требованиями к чистоте поверхности, конусно-
сти и эллипсности расточки. Паз каждого копира и его место
в корпусе клеймятся одинаковым номером, что устраняет случаи
136
перепутывания копиров при сборке, гидромотора. Непараллель-
ность торцов у корпуса не должна превышать 0,01 мм при чи-
стоте поверхности 0,16 мкм, биение торцов корпуса относительно
оси диаметра 220А3 — не более 0,02 мм.
Заваренные в корпусе кольцевые каналы испытываются на
герметичность при давлении 160 кгс/см2.
Копиры изготовляются из антифрикционного высокопроч-
ного чугуна марки АЧВ-1 по ГОСТ 1585—79 с закалкой до
твердости HRC=37-s-40.
Ротор изготовляется из стали марки ЗОХГТ и подвергается
цементации на глубину 1,5—1,8 мм с закалкой до твердости
HRC=58-5-62. Перед окончательной обработкой ротор подвер-
гается искусственному старению.
Наружный диаметр ротора обрабатывается по фактическому
размеру отверстия по копирам диаметром 200А3 в корпусе с вы-
держиванием диаметрального зазора 0,05—0,7 мм. Чистота на-
ружной поверхности ротора должна составлять 0,32 мкм; непа-
раллельность, неперпендикулярность и неплоскостность торцо-
вых поверхностей ротора — не более 0,01 мм при чистоте
поверхности 0,63 мкм. Длина ротора выдерживается по фак-
тическому размеру ширины корпуса с превышением 0,03—
0,04 мм.
' Пазы в роторе шлифуются в размер 14А3 при чистоте боко-
вых поверхностей 0,63 мкм. Конусность пазов не должна пре-
вышать 0,01 мм, отклонение паза по направлению — 0,05 мм.
Боковые крышки гидромотора изготовляются из антифрик-
ционного высокопрочного чугуна марки АЧВ-1 по ГОСТ 1585—79
с последующим улучшением до НВ=210-ь260.
Неплоскостность боковых поверхностей, контактирующих
с корпусом, не должна превышать 0,006 мм при чистоте поверх-
ности 0,16 мкм.
Каждая половина спаренной лопасти изготовляется из бы-
строрежущей инструментальной стали марки Р18 с закалкой до
твердости HRC=60-j-64 и последующей обработкой холодом
при температуре —70 °C. Перед окончательной обработкой
каждая половинка лопасти подвергается искусственному ста-
рению.
Особо строгие требования предъявляются к поверхности по-
ловинки лопасти, контактирующей с поверхностями копиров,
и к поверхности внутренней расточки корпуса. Неплоскостность
этих поверхностей не должна превышать 0,005 мм при чистоте
поверхности 0,16 мкм.
Две половинки лопасти спаривают и подгоняют по толщине
к фактическому размеру ширины паза в роторе с суммарным
зазором на комплект из двух половин лопастей 0,14—0,16 мм.
По длине лопасти обрабатываются по фактической длине ротора
с уменьшением размера на 0,03—0,04 мм.
137
5.3.4. Расчет гидромотора ВЛГ-400М
Выбор параметров и основных размеров гидромотора был
сделан в основном из конструктивных соображений.
В настоящее время нет оснований утверждать, что выбран-
ные размеры и параметры являются оптимальными, однако
опыт эксплуатации показал, что принятая конструктивная схема
гидромотора, как и выбранные соотношения между основными
размерами деталей, обеспечивают вполне удовлетворительную
работоспособность гидромоторов данного типа, а его габариты,
масса и удельные показатели значительно превосходят анало-
гичные показатели всех известных гидромоторов как в СССР,
так и за рубежом.
Конструкции гидромотора ВЛГ-400М присвоен государствен-
ный Знак качества.
Пример расчета основных параметров.
Исходные данные: диаметр статора Dc=220 мм; диаметр ротора rfp =
=200 мм; число рабочих полостей в корпусе гидромотора п=4; длина ро-
тора £=110 мм; рабочее давление жидкости Р=100 кгс/см2.
Подачу жидкости на один оборот гидромотора (объемная постоянная)
определим по формуле
Qo6=-J- (©2- cty Ln=-^-(2,22 — 2,02) 1,1 • 4=2,94 л/об. (5.18)
Максимальный теоретический момент на роторе гидромотора при пере-
паде давления Др =100 кгс/см2 равен
« 1,59(?об^мех = 1,59 • 2,94 • 100.0,9 = 420 кгс . м, (5.19)
где Лмех=0,9 — механический к. п. д. гидромотора (предварительное значе-
ние, которое в дальнейшем будет уточнено).
Поскольку гидромотор ВЛГ-400М работает с теоретической подачей Qt =
=204 л/мин в паре с аксиально-поршневым насосом IIД № 10 с переменной
подачей, максимальная частота вращения вала гидромотора будет
п = <?т1об. н1об. М = 204.0,98.0,91 = 63 об/миН( (5.20)
9об
где т]об.н=0,98 — объемный к. п. д. насоса; т)Об. м«0,91— объемный к. п. д.
гидромотора (предварительное значение, которое в дальнейшем будет уточ-
нено) .
Максимальная развиваемая гидромотором мощность при Др =100 кгс/см2 и
п=63 об/мин равна
бУв" = -2?;?3' =* 27,1, кВт. (5.21)
У/О У/О
Определение объемного к. п. д. гидромотора. Утечки Q (см3/с) через за-
зоры (узкие щели) в рабочих элементах гидромотора определим по формуле
п_ Lpbtf
“12|л/ ’
Поскольку коэффициент вязкости р обычно приводится в кгс см/м2,
а остальные величины в см, в формулу вводится переводной коэффициент 104.
138
5.8. Зазор между копиром и ротором
Кроме того, для получения утечек в см3/мин в числитель вводится коэффи-
циент 60 и число щелей п. Тогда
104п , (5.23)
г*
где Др — перепад давления в гидромоторе, кгс/см2; b и 8 — соответственно
ширина и величина (зазор), щели, см.; п — число щелей; р— коэффициент
абсолютной-вязкости, кгс-с/м2; I — длина щели, см.
Для определения объемного к. п. д. гидромотора необходимо определить
утечки между: копиром и наружной поверхностью ротора; спаренной ло-
пастью и внутренней поверхностью расточки в корпусе гидромотора; боко-
выми поверхностями спаренной лопасти паза в роторе; торцами лопастей и
боковыми опорами; торцами копиров и боковыми опорами; боковой опорой
и крышкой.
Учитывая относительно небольшую частоту вращения вала гидромотора
(не более 70 об/мин) при расчете утечек в узких щелях, пренебрегаем влия-
нием скорости относительного перемещения поверхностей, образующих узкие
щели.
Утечка жидкости в зазор между копиром и наружной поверхностью ро-
тора. Копир поджимается к наружной поверхности ротора гидромотора дав-
лением жидкости. Учитывая заданную в чертежах неплоскостность не более
0,0015 см поверхности А (рис. 5.8) копира, конусность поверхности Б ротора
0,001 см и принимая по данным Л. У. Мальца толщину масляной пленки при
гидравлическом поджиме равной 0,0005 см, получаем величину .расчетного за-
зора =0,0015+0,001+0,0005=0,003; 6 = 11 см; Др=100 кгс/см2; /=2,6 см;
g=0,002 кгс-с/м2 (для масла индустриального И-20А при температуре +50°C).
Учитывая, что число копиров п=4, величина утечки
5Д/>ф.104л 5.100.0,0032.11 . 104.4
91=--------------=-----------о>272,6--------—=1142 см3/мин- С5-24)
Утечки жидкости через зазор между лопастями и внутренней поверх-
ностью расточки корпуса. Лопасти поджимаются к корпусу гидромотора уси-
лием пружин и дополнительно гидравлическим давлением. Учитывая, что
неплоскостность уплотняющей поверхности в лопасти 0,0005 см, с учетом
толщины масляной пленки при гидравлическом поджиме 0,0005 принимаем ве-
личину зазора 82=0,001 см; 6=11 см; /=0,175 см; g=0,02 кгс/м2; п=4;
_ _ 5.1<Ю.1|.1>ДО1..10..« =6,, с . , 25)
у.1 0,002.0,175 v
Утечки жидкости через зазоры между боковыми плоскостями лопастей
и поверхностями пазов в роторе. При перекосе спаренной лопасти в пазу ро-
тора рабочая жидкость, попав по каналу в полость, далее проходит между
боковой поверхностью второй половинки и стенкой паза.
После некоторого срока эксплуатации по экспериментальным данным на
боковой стенке паза ротора устанавливается контактирующая с лопастью пло-
щадка шириной /1=0,4 см. Неплоскостность поверхности лопасти и паза вы-
держивается не более е3=0,001 см.
139
co
5.9. Торцовые зазоры между
спаренной лопастью и боко-
выми опорами:
а — положение спаренной лопасти
в пазу ротора; б — симметричное
положение спаренной лопасти по
длине паза; в — асимметричное по-
ложение спаренной лопасти по
длине паза
Принимая с учетом приработки зазор вз=0,001 см, получаем
Яг =
5 Д/Жф104___ 5 • 100 • 11 . 0,0013 • 4 • 104
P.Z1 0,002 • 0,4
= 275 смЗ/мин.
(5.26)
Утечки через зазоры между торцовыми поверхностями лопастей и боко-
выми опорами. К торцовым поверхностям ротора гидравлически поджима-
ются боковые опоры. Учитывая, что торцовые поверхности ротора и опор
притерты друг к другу и вращаются совместно, считаем, что между ними
может быть масляная пленка толщиной еп=0,0005 см.
Лопасть выполняется короче длины ротора на 0,003—0,004 см. Так как
лопасть может произвольно смещаться вдоль паза ротора, максимальные
утечки будут, когда лопасть предельно сдвинута в одну сторону ротора, а ми-
нимальные — при симметричном положении лопасти относительно оси ротора
(рис. 5.9).
При асимметричном положении лопасти с одной ее стороны принимаем
зазор 84'=0,0005 см (толщина масляной пленки), с другой стороны 84"=
=0,004 см. Тогда величина максимальных утечек
^4 max ^4 “Ь ^4»
где qt и qt" — соответственно утечки через зазоры в/ и 84" при 1=0,7 см;
L= 1,0 см:
• 5-100-1 .4.0,00053. 104 1Q
?4=-----------------------------=18 смЗ/мин;
0,002 • 0,7
5 . 100 - 1.4.0,0043.104 ... ,,
?4=----------алло .пт--------= 914 смЗ/мин;
0,002.0,7
<74 тяг —18 -J- 914 == 932 смЗ/мин.
При симметричном положении лопасти зазор 84а = s4б=0,0022 см.
Тогда минимальные утечки будут равны
5 . 100.1.4.0,00223.104.2
44 mln-----------о>оо2 о Г--------=304 СМ2/МИН.
Среднее значение утечек в зависимости от относительного положения
лопасти
qi = _£max + g4mln = 932 + 304 =
(5.27)
2
2
Утечки между торцами копиров и боковыми опорами. Положение копи-
ров относительно оси симметрии ротора, так же как и лопасти, может про-
извольно изменяться. Максимальные утечки будут при асимметричном поло-
140
5.10. Зазоры между торцами копиров и боковыми опорами
5.11. Зазоры между боковой опорой и крышкой
жении копира, а минимальные — при симметричном. Учитывая, что перпенди-
кулярность торца копира задана на чертеже не более 0,001 см, принимаем
минимальный зазор е5а=0,001 см (рис. 5.10), тогда с другой стороны зазор
будет 656=0,0035 см. Торцовая поверхность копира приближенно имеет форму
трапеции с основаниями /1=7,5 сц, /2=2,6 см.
Принимаем, что среднюю длину щели можно взять равной полусумме
оснований трапеции
>, + >2 7,5 + = 5Д5 см.
х £
6=1,0 см.
Тогда максимальные утечки будут:
5.100.1.0,0013. 104.4 и
<75а=--------алло -------=20 смз/мин;
0,002 • 5,05
цьъ =
5 • 100 • 1 . 0,00352 . 104 • 4
« 849 смЗ/мин;
0,002 • 5,05
max = ЧЬа + ЧЬЬ = 20 + 849 == 869 смЗ/мин.
Минимальные утечки будут при симметричном положении копиров, когда
е5а = 65ь=0,0022,
5.100 . 1 .0,00223.104.4.2 .оо
^5 mln— nnno £ пч ^2 см /МИН.
0,002.5,05
средние утечки
g5=?5m«x + g5mm = 869 + 422. = 645 смЗ/Мин. (5.28)
Утечки в зазоры между боковой опорой и крышкой. Поскольку к ротору
1 (рис. 5.11) гидравлически прижимается боковая опора 2 с уплотнительным
кольцом 3, выполненным из фторопласта и гидравлически прижимаемым к по-
верхности А крышки 4, из полости В в полость С происходит переток жид-
кости через щель шириной 6=0,12 см, длиной /=0,3 см при зазоре 8&=0,01 см.
Тогда утечки через эту щель будут
„ 5 • 100 • 0,12.0,013.4 • 104
«6------------цоо2 • 0,3-----= 4000 см3/мин-
141
Суммарные утечки через зазоры в гидромоторе
Qrt=q\ + q2 + • •. + qe = П42 + 628 + 275 + 618 + 645 + 4000 =
= 7308 смз/мин. (5.29)
Поскольку частота вращения вала гидромотора относительно невелика,
можно принять утечки постоянными и не зависящими от частоты вращения
вала гидромотора:
gy, •
Изменение объемного к, п. д. т)Об гидромотора в зависимости от частоты
вращения п (об/мин) его вала характеризуется следующими данными:
п.......... 5 10 20 30 40 50 60 70
т]об .... 0,67 0,82 0,89 0,92 0,94 0,95 0,96 0,965
Данные экспериментальных исследований показали удовлетворительную
сходимость с результатами данного расчета (рис. 5.12).
Определенная экспериментально величина утечек индустриального масла
И-20А при /=+50 °C и давлении Др=100 кгс/см2 колебалась в пределах
8,3—7,3 л/мин против 7,3 л/мин по расчету.
Определение механического к. п. д. гидромотора, В гидромоторе ВЛГ-400М.
механические потери происходят вследствие трения лопастей — о корпус ги-
дромотора, поверхности ротора, гидравлически поджимаемые копиры, коль-
цевых уплотнений опор — о крышки и в подшипниках, а также вследствие
сопротивления перемещению лопастей при прохождении копиров.
Момент трения лопастей о корпус гидромотора. При работе спаренной ло-
пасти одна половинка лопасти гидравлически уравновешена, а вторая при-
жимается под действием гидравлического давления и пружины.
Усилие гидравлического прижатия лопасти Т (рис. 5.13)
Т = P1/7i-P2/72, (5.31)
где F\ — неуравновешенная площадка на нижней поверхности лопасти, на ко-
торую действует рабочее давление,
F\ = L(a — b) = 11 (0,7 —0,325) =4,125 см2.
Соприкосновение лопасти с корпусом гидромотора осуществляется по
площадке Гг:
f2= 11 . 0,225 = 2,475 см2.
Принимая закон треугольника для распределения давления, действую-
щего на эту площадку, получаем среднее давление Рг=50 кгс/см2.
Тогда
Т = 100.4,125 — 50 • 2,475 = 288,7 кгс.
Кроме того, лопасть поджимается усилием пяти пружин (z=5). В выдви-
нутом положении это усилие равно А = 1,3 кгс.
Соответственно полное усилие прижатия лопасти
Тпр = Т + Az = 288,7 + 1,2 • 5 = 294,7 кгс.
При радиусе расточки в корпусе /?=11 см и коэффициенте трения ло-
пасти о корпус гидромотора /=0,1 (полусухое трение закаленной стали по
закаленной стали) при общем числе лопастей а, в том числе п, находящихся
под гидравлическим поджимом, момент трения будет равен
Л+ = [ТПрП + Az (a-rt)]//?= [294,7.4 + 6(10 — 4)] 0,1 . 11 =
= 1334,5 кгс . см. (5.32)
142
5.12. Зависимость объемного и общего к. п. д. гидромотора ВЛГ-400М от
частоты вращения его вала при Др =100 кгс/см2 и /=50°С
5.13. Усилия, действующие на лопасти при ее гидравлическом поджиме к по-
верхности корпуса
Момент на валу ротора, необходимый для вдвигания лопастей при про-
ходе копиров. Угол встречи лопасти с копиром переменный и достигает мак-
симума а=48° в конце опускания лопасти (рис. 5.14). В этот момент макси-
мальным будет и усилие пружин, прижимающих лопасть к копиру, Лтах =
= 1,74-5=8,7 кгс.
На лопасть будут действовать следующие усилия:
/V sin а — радиальная составляющая от нормального усилия /V;
N cos а — тангенциальная составляющая от нормального усилия N\
fN — сила трения лопасти о поверхность копира;
f(N cos &+fN sin а) —сила трения лопасти о паз ротора;
Az— усилие пружин, прижимающих лопасть.
Проектируя все силы на ось у, имеем:
N sin а = Лтахг Ч- f (fN sin а 4- N cos a) — fN cos a;
v __ ^тахг________________8,7 *0,815_____... /5 33ч
N~ sin a (1—/2) “ 0,768(1—0,12) И.4 КГС. (&.<W)
Момент сил сопротивления вращения ротора равен
М2 = Rin' (fN sin a 4- N cos a) = R$n'N (f sin a 4- cos a) =
=* 10 • 2 * 11,4 (0,1 • 0,67 4- 0,74) = 183,9 кгс • см, (5.34)
где n' — число одновременно вдвигающихся лопастей; /?р — радиус поверх-
ности ротора.
Момент трения наружной поверхности ротора о копиры. Для определения
усилия S, (рис. 5.15), с которым копир поджимается к поверхности ротора,
необходимо составить уравнение моментов сил, действующих на копир отно-
сительно точки А:
—Nl - Sih 4- S2I2 - S3I3 + S4I4 = 0, (5.35)
где N — усилие, прижимающее копир к статору; S2 — усилие гидравлического
поджима копира к поверхности ротора, кгс; /2 — плечо усилия S2 относи-
тельно точки А, см; 83 — усилие, действующее на боковую поверхность ко-
пира и сдвигающее копир влево, кгс; /3 и Ц — плечо относительно точки А
соответственно усилия 83 и S4, см.
Усилие N возникает от гидравлического давления в щели между копиром
и ротором при утечке жидкости из области Б высокого давления, где Р =
= 100 кгс/см2, в область низкого давления В, где Р=0.
Для определения Si принимаем, что давление распространяется в щели
по закону треугольника, а точка приложения усилия находится на 7з осно-
вания (плечо li).
143
5.14. Усилия, действующие на лопасть при проходе копира
5.15. Схема сил, действующих на копир
При попадании рабочей жидкости под основания копира действие жидко-
сти на поверхностях Г и Д в вертикальной плоскости взаимно уравновеши-
вается, при этом остается неуравновешенным усилие 54, действующее на бо-
ковую проекцию криволинейной поверхности копира:
Si-™?— 100 •1Р2’6 ^ 1430 кгс;
$2 = Р1а2 = 100 . 11 • 1,175 - 1292 кгс;
$3 = PLa3 •= 100 • 11 • 0,25 == 275 кгс;
S4 = PL04 = 100 • 11 • 0г75 = 825 кгс.
Тогда
кт _ -51/14-52/2 — ^3 4-54/4
22,8 кгс. (5.36)
_ 1430 • 3,94 4- 1292 • 4,21 — 275 • 0,125 4- 825 • 0,375
3,5
Момент сил трения о копиры будет
Л43 = NRpnf = 22,8 • 10 • 4.0,08 « 73,0 кгс • см, (5.37)
где /=0,08 (чугун по стали в масле); п=4— число копиров.
Момент трения кольцевых уплотнений гидравлически поджимаемых опор
о крышки корпуса гидромотора. Боковая опора выполнена в виде плаваю-
щего кольца, гидравлически поджимаемого к торцовой поверхности ротора.
При такой конструкции, как это показал эксперимент, боковая опора вра-
щается вместе с ротором и трение происходит по уплотнениям А и 5
(рис. 5.16).
В этом случае момент трения
= Pfn" + ЛзЯг), кгс . см, (5.38)
где Р — давление рабочей жидкости, кгс/см2; п — число подвижных опор;
/ — коэффициент трения фторопласта и бронзы о сталь; Fi —площадь уплот-
нения Л1, на которую давит жидкость, см2,
F! = 2nRxbx = 2.3,14. 11,5 - 0,2 = 14,4 см2,
где 7?1 = 11,5 см — радиус трения фторопластового уплотнения о поверхность
боковой крышки; 61 = 0,2 — толщина фторопластового уплотнения.
144
5.16. Уплотнения боковой вращающейся
опоры
Площадь уплотнения 5, на которую давит жидкость,
Р2 = 2тс/?2*2 = 2 • 3,14.7,4.0,3 = 13,9 см2,
где #2=7,4 см — радиус трения фторопластового уплотнения по цилиндриче-
ской поверхности, тогда
М4 = 100.0,05.2 (14,4 -рц,5 4- 13,9.7,4) = 2685 кгс . см.
Момент трения в подшипниках. Крутящий момент, развиваемый ротором
гидромотора, при рабочем давлении с учетом механических потерь Л4тах =
=420 кгс-м.
Крутящий момент передается валом гидромотора через зубчатую муфту
с диаметром начальной окружности £>н. о = 12,0 см. Окружное усилие при
этом будет
/’кр = 2^-тах - 2 ,Д2(?00 = 7000 кгс. (5.39)
£/н. О
Принимаем, что при возможных неточностях соосности вала гидромотора
с приводным валом зубчатая муфта создает передаваемый на вал кривошип-
ный момент с усилием
Рк = 0,25Ркр = 7000.0,25 = 1750 кгс. (5.40)
Тогда реакции на подшипники А и Б от действия этого усилия при рас-
стоянии между подшипниками 6 = 17,6 см и величине консоли а=5 см будут:
ДЛ- 1750 (,г.6
Коэффициенты трения в подшипниках — /=0,003, радиусы трения в под-
шипнике Б — Гб=2,6 см и в подшипнике А — га = 5,2 см.
Суммарный момент трения в подшипниках
М. = + RRfrR - 2247.0,003.5,2 + 497.0,003.2,6 =
О A A D D
= 38,9 кгс • см. (5.41)
Ю Заказ № 305 145
5.17. Расчетная схема усилий, дейст-
вующих на половинку спаренной ло-
пасти
Суммарный момент сил трения в гидромоторе
М = Мг + М2 + ... + М5 = 1334,5 + 183,9 + 73,0 + 2685 + 38,9 =
= 4315 кгс • см. (5.42)
Механический к. п. д. гидромотора
_ Мт — М
7|мех------мГ~
42000 - 4315 _п й0_
42000 •
(5.43)
Общий коэффициент полезного действия
‘И — ^об^мех*
Изменение к. п. д гидромотора в зависимости от частоты вращения п
(об/мин) вала характеризуется следующими данными:
п . . . . . 5 10 20 30 40 50 60 70
1)об • • . . 0,67 0,82 0,89 0,92 0,94 0,95 0,96 0,965
^мех • • . . 0,89 0,89 0,89 0,89 0,89 0,89 0,89 0,89
71 . . . . . 0,60 0,73 0,79 0,82 0,84 0,85 0,85 0,86
Расчет лопасти на прочность и деформацию. Лопасть гидромотора со-
стоит из двух половинок. Для расчета на прочность наиболее опасным яв-
ляется случай, когда лопасть максимально выдвинута (рис. 5.17). При этом
одна половинка лопасти уравновешена, а другая находится под действием
давления Р=100 кгс/см2.
Половинку лопасти, находящуюся под действием давления, рассматри-
ваем как консольную балку на двух опорах.
Максимальный изгибающий момент, действующий на лопасть,
МА =PLha= 100 . 11 - 1 • 0,5 = 550 кгс . см, (5.44)
где L — длина ротора; h — толщина половинки лопасти, см,
Л = /?ст — /?р = 1,0 см (см. рис. 5.13);
П- h
а~~~2 —плечо приложения усилия.
Напряжение в опасном сечении
МА
’A=V-. (5-45)
А
146
5.18. Сечение каналов лопасти
где IF а — момент сопротивления лопасти в сечении А—Л, см3,
АЛД п. 0,4752 _ ... , .. ...
= х - --------£------— 0,414 см3, (5.46)
Л о о
где Ь=11,0 см — длина лопасти; А а=0,475 см — толщина лопасти.
Тогда
’д ="0^ТГ== 1328 кгс/см2«
что вполне допустимо.
Прогиб лопасти в точке N определим по формуле
= РаЧа + b) = 1100 - 0.52.2,5 _
TN ЗЕ/ 3 • 2,1 • 106.0,098 ~У,иШ СМ’ Р-4'>
где момент инерции
J = = 11 •^475> =0,098 см4. (5.48)
Прогиб в точке К будет равен
fK = 2/W = 0,002 см,
что вполне допустимо.
Расчет сечений каналов в лопастях. Лопасти во время вращения ротора
перемещаются в его пазах, выдвижение их происходит за счет усилия пяти
пружин, предусмотренных под каждой лопастью. При этом жидкость проте-
кает в паз ротора через каналы, имеющиеся между поверхностями спарен-
ных лопастей. Сечение проходных каналов в лопастях и усилия пружин
определяют возможную скорость выдвижения лопастей и заполнение пазов
ротора жидкостью. При недостаточных сечениях каналов и усилий пружин
может произойти запаздывание выдвижения лопастей.
Лопасть выдвигается, следуя за копиром, на пути, соответствующем по-
вороту ротора на угол а = 13°. При максимальной частоте вращения вала п=
= 70 об/мин время выдвижения лопасти, если она следует за копиром, состав-
ляет
60а
7F360
60.13
70.360
= 0,031
с.
(5.49)
10*
147
Объем жидкости, поступающей в паз ротора при выдвижении лопасти
(рис. 5.18),
= см3, (5.50)
где F — площадь сечения лопасти, см2; а — величина хода лопасти, см,
F = LB — zbc, см2, (5.51)
где L и В — соответственно длина и ширина лопасти, см; b и с — соответст-
венно ширина и длина каналов в лопасти, см; г— число каналов,
F = 1I. 1,4 —2.2,2.0,45 = 13,5 см3.
Тогда
U7=13,5. 1 = 13,5 см3.
Секундный расход жидкости, поступающей в паз ротора через каналы
лопасти,
?C = T- = “S-------435 смз/с. (5.52)
Среднее суммарное усилие пяти пружин, выдвигающих лопасть,
Рс,- (р.+/-)5 - .<.''74+ ''2)5 — 7,3 кгс, (3.53>
где Ри=1,74 — усилие, развиваемое пружиной в начале выдвижения лопасти,
кгс; Рк = 1,2 — усилие, развиваемое пружиной в конце выдвижения лопа-
сти, кгс.
Усилия пружин могут обеспечить среднее разрежение в пазу ротора
Рср 7,3
Ар = р = -ц- = 0,52 кгс/см2.
Теперь необходимо определить - количество жидкости, которое сможет
пройти через два прямоугольных канала сечением 2,2X0,225=0,5 см2 при пе-
репаде давления Др=0,52 кгс/см2. Если это количество превышает найден-
ное значение дъ, то сечения каналов и усилия пружин выбраны правильно.
Для труб некруглого сечения число Рейнольдса определяется по формуле
4vcp7?
Re------S₽_, (5.54)
где R — гидравлический радиус, см,
(5.55)
где F — площадь сечения канала, см2; к — длина периметра смачивания, см.
Тогда
Аг» 2vCo^C
*=Т(Д7Г: (556)
Соответственно коэффициент сопротивления
148
Потеря напора при движении жидкости в трубе круглого сечения опре-
деляется по формуле
7
<5-58>
Для трубы прямоугольного сечения
'-«--ST?, <5Ж»
При длине двух каналов 7=2,8 см
_ 75(ft + c)v I (b + с) v2cpt _ 75v (ft + с)2 vcp-f/
Д/>~ 2vcpftc 2ftc2g §ft2^
_ 75v (b + c)2 Qtfl
*” 8#3c3g ’
bkpbWg 8.0,52.0,453.2,23.9,81
75^(A + c)27/ 75 • 0,9 (0,452,2)2 • 0,0085 • 2,8 Ш CM /C*
(5.61)
(5.60)
Полный расход жидкости через два канала будет Q = 2Qi = 700 см3/с, что
вполне допустимо, так как превышает найденное значение /?с=435 см3/с.
Расчеты остальных элементов гидромотора (подшипников, болтов креп-
ления крышек, пружин, вала и др.) производятся обычными методами.
Техническая характеристика гидромотора
ВЛГ-400М
Тип...............................Лопастной, че-
тырехкамерный,
с выдвижением
лопастей пру-
жинами
Давление рабочее, кгс/см2....... 100
Крутящий момент, развиваемый на
валу, кгс-м......................... 420
Рабочий объем, см3/об............ 2900
Максимальная частота вращения ва-
ла, об/мин........................... 70
Объемный к. п. д. при температуре
50 °C, давлении 100 кгс/см2 и п—
=30 об/мин, не менее............... 0,9
Максимальная мощность, кВт .... 20
Габариты, мм..................... 330X285X254
Масса, кг............................. 93
Основные размеры приведены на рис. 5.19.
Характеристики гидромотора ВЛГ-400М, снятые после
1000 ч работы при п=30 об/мин, /=+50°C, масле индустри-
альном И-ЗОА, приведены на рис. 5.20.
Небольшие габариты и масса при относительно большом раз-
виваемом крутящем моменте, малая чувствительность к загряз-
нению рабочей жидкости отличают гидромотор ВЛГ-400М от
всех других гидромоторов и обусловливают его широкое приме-
нение в системах гидроприводов горных машин.
149
5.19. Основные размеры
гидромотора ВЛГ-400М
5.20. Характеристики гид-
ромотора ВЛГ-400М по-
сле 1000 ч работы (п =
=30 об/мин, /=+50 °C,
масло индустриальное
И-ЗОА)
5.4. Гидромоторы радиально-поршневые
5.4.1. Общие сведения
Радиально-поршневые высокомоментные гидромоторы в за-
висимости от расположения цилиндров и способа передачи уси-
лий на вал выполняются в основном по следующим четырем
принципиальным схемам (5.21) с расположением цилиндров:
в центре и передачей тангенциального усилия через поршень или
скользящую направляющую (рис. 5.21,а); в центре и передачей
тангенциального усилия через шатунный механизм (рис. 5.21, б);
по периферии и передачей тангенциального усилия через внеш-
ний профиль (рис. 5.21, в); по периферии и передачей танген-
циального усилия через эксцентрик вала (рис. 5.21, г).
150
Из рассмотренных принципиальных схем радиально-порш-
невых гидромоторов в системах гидроприводов горных машин
наибольшее распространение получили схемы, приведенные на
рис. 5.21, а и б. Гидромоторы с расположением цилиндров по
периферии и передачей тангенциального усилия через внешний
профиль не получили широкого распространения на практике
и применяются лишь в исключительных случаях.
Гидромоторы с расположением гидроцилиндров по перифе-
рии и передачей тангенциального усилия через эксцентрик вала
(рис. 5.21, г) получили достаточно широкое распространение
в Великобритании (гидромотор типа «Стафа» фирмы «Чембер-
лен») в системах гидропривода ряда горных машин. В зависи-
мости от числа рядов цилиндров все эти типы гидромоторов де-
лятся на однорядные, двухрядные и многорядные.
151
Объемная постоянная для радиально-поршневого гидромо-
тора
q = ^-Hxyz, (5.62)
где d и Н — соответственно диаметр и ход поршня, см;
х— число ходов поршня за один оборот вала гидромотора, хо-
дов/об; у — число рядов цилиндров; z — число цилиндров в ряду.
Если в гидромотор подается Q (см3/мин) рабочей жидкости,
то теоретическая частота вращения п (об/мин) вала гидромо-
тора при рабочем объеме q (см3/об) будет равна
« = -у- <5-63)
С учетом объемного, к. п. д. действительная частота враще-
ния вала будет равна
^ = _тг7}об* (5.64)
ч
Без учета потерь крутящий момент Мт (кгс-м), развивае-
мый гидромотором, равен
^ = ^~, (5.65)
где Др — перепад давления между напорной и сливной маги-
стралями гидромотора, кгс/см2.
5.4.2. Рабочий профиль гидромоторов
Для радиально-поршневого гидромотора, выполненного по
наиболее простой и распространенной на практике схеме
(см. рис. 5.21, а), скорость и ускорение поршня и ролика, обка-
тывающегося по профилю статора, равны между собой.
Ю. Ф. Пономаренко (ИГД им. А. А. Скочинского) на основе
исследований рекомендует принять как оптимальный параболи-
ческий закон движения поршня, когда его ускорение и замедле-
ние постоянны, а изменение скорости поршня носит линейный
характер (рис. 5.22).
Диаграмму ускорений при этом рекомендуется принимать
асимметричной, чтобы уменьшить значение ускорения аь опре-
деляющее отрыв ролика от рабочего профиля.
Следует указать, что асимметричную диаграмму ускорений
целесообразно применять в случае проектирования гидромотора
с частотой вращения п>60 об/мин.
Поскольку площадь диаграммы скорости равна полному ходу
поршня Н (см),
(5.66)
где Т=^—время перемещения ротора гидромотора на угол
сср, с; со — угловая скорость вращения ротора гидромотора,
152
5.22. Профиль и диаграмма
движения поршня:
а — рабочий участок профиля; б —
диаграмма ускорений; в — диаграм-
ма скоростей
рад/с; ар — угол рабочей части профиля, на котором происхо-
дит создание крутящего момента, рад; vmax — максимальная от-
носительная скорость поршня, см/с,
г = ^„(^ + ^). (5.67)
Для улучшения работы узла распределения и компенсации
возможных неточностей рабочий профиль выполняется в начале
и конце с радиусными участками Д= (1,5—2,0) рад, на ко-
торых не происходит радиальных перемещений поршня.
Коэффициент использования профиля
c = = (5.68)
где i — число двойных ходов поршня за оборот вала гидромо-
тора, тогда
= (5.69)
Для определения перемещения поршня S, скорости он и уско-
рения ан в любой момент движения рекомендуется пользоваться
формулами, приведенными в табл. 5.1.
Угол а в радианах отсчитывается от начала каждого пери-
ода. Наиболее опасным по отрыву ролика от профиля будет пе-
риод окончания вытеснения рабочей жидкости из цилиндра,
когда действующее на плунжер давление минимально и опре-
деляется подпором на сливе.
Условие, при котором ролик не отрывается от рабочего про-
филя,
(570)
где РСл — давление в цилиндре при вытеснении рабочей жидко-
сти, кгс/см2; Ец — площадь сечения цилиндра (в случае несколь-
ких плунжеров, соединенных в общую группу,— сумма площа-
дей сечений объединенных цилиндров), см2; G — масса плунжера
153
5.23. Рабочий профиль статора радиально-поршневого гидромотора 1ДП2
конструкции Горловского машиностроительного завода им. С. М. Кирова
и всей перемещающейся вместе с ним траверсы с ползунами
и роликами, кг; аРтах — максимальное положительное ускоре-
ние, направленное от центра к периферии, см/с2; ан=®2рц. т —
нормальное ускорение, см/с2; со — угловая скорость вращения
ротора гидромотора, рад/с; рц. т — расстояние от оси вала гид-
ромотора до центра тяжести поршневой группы, см.
Пример построения рабочего профиля для радиально-порш-
невого гидромотора 1ДП2 конструкции Горловского машино-
строительного завода им. С. М. Кирова приведен на рис. 5.23.
Рабочий профиль получается симметричным, что легко дости-
154
Таблица 5.1
Формулы для определения ускорения, скорости и величины
перемещения поршня
Период Ускорение поршня, см/с2 Скорость поршня, см/с Перемещение поршня, см
0 д aj а\ = const = др / i \2 = 2Н— —а>2 Д1 \ хС / Др / 1 \2 « = 2Я— X а] \ лС / X аа> аР — Рш1П + Н X х("^)2а2
Д1 <С Д<1 ар а2 = const = — Pmin 4~ X
Др / i = 2Я-—<о2 Д2 \ / х[1—Л- —®| “ L теС а2 J Х(2а+ apai — i аР \ 7? «2 теС Д2 /
гается при наличии в настоящее время вертикально-фрезерных
станков с программным управлением.
В случае передачи усилия от поршня к ротору через шатун-
ный механизм (гидромотор, построенный по схеме рис. 5.21, б)
рабочий профиль получается асимметричным и обычно строится
графоаналитическим способом.
5.4.3. Распределительное устройство
гидромоторов
Распределительное устройство определяет порядок поступ-
ления рабочей жидкости под давлением в цилиндры и порядок
ее вытеснения из цилиндров в сливную магистраль. Для обеспе-
чения наиболее оптимальной работы гидромотора его распреде-
лительное устройство должно обеспечивать:
поступление рабочей жидкости в цилиндр с опережением от-
носительно выхода ролика механизма перемещения плунжера на
активный участок рабочего профиля (нижняя мертвая точка);
поступление рабочей жидкости в цилиндр с запаздыванием
после схода ролика с активного участка рабочего профиля
(верхняя мертвая точка);
выпуск рабочей жидкости из цилиндра с опережением до вы-
хода ролика на реактивный сливной участок рабочего профиля;
закрытие впускного окна с запаздыванием после схода ро-
лика с реактивного участка рабочего профиля (нижняя мерт-
вая точка).
Имея кривую изменения хода плунжера в зависимости от
угла поворота ротора гидромотора, можно построить рабочий
155-
5.24. Рабочий цикл поршня гидромотора и фазы распределения:
S — ход поршня; q — рабочий объем; Гр — площадь проходного отверстия распреде-
лителя
цикл поршня с фазами распределения, выдерживая изложенные
выше четыре требования.
На рис. 5.24 нанесены две кривые S=f(0) и Fp=f(0),
где Гр — площадь сечения окна распределителя, через которое
рабочая жидкость поступает в цилиндр гидромотора.
В точке 2 поршень начинает двигаться от центра к перифе-
рии — начинается цикл наполнения. Он заканчивается в точке 3.
В точке 6 начинается движение поршня к центру — происходит
цикл вытеснения, который заканчивается в точке 7.
Окно распределителя для впуска рабочей жидкости в ци-
линдр открывается в точке 1 с опережением на угол q>i точки 2
начала движения поршня. Такое опережение впуска рабочей
жидкости устраняет наиболее вероятную возможность отрыва
ролика от профиля в точке 2.
Аналогичное закрытие распределительного окна и прекраще-
ние впуска рабочей жидкости в цилиндр происходит в точке 4
с запаздыванием на угол <р2 относительно точки 3 остановки
движения поршня.
В начале движения поршня к оси ротора (точка 6) окно
распределителя открывается в точке 5 с опережением на угол
Фз относительно точки 6. Закрытие окна распределителя проис-
ходит в точке 8 с запаздыванием на угол ф4 относительно
точки 7 остановки поршня.
Обычно углы распределителя фЬ ф2, фз и ф4 выбираются оди-
наковыми и равными примерно от мЗО' до 1°. Углы ф5 и фв обу-
словлены необходимостью создания зоны перекрытия в распре-
156
делительном устройстве, чтобы отделить напорную магистраль
от сливной.
Обычно ф5=фв~2—3°. Углы фь фа, фз и ф4 в совокупности яв-
ляются важнейшими факторами наивыгоднейшей работы рас-
пределительного устройства гидромотора, и правильный их вы-
бор чрезвычайно важен. Площадь сечения окна распределитель-
ного устройства выбирается так, чтобы скорость течения
жидкости в окне распределителя не превышала 5 м/с.
5.4.4. Радиально-поршневые гидромоторы
типа ДП конструкции СКБ Горловского
машиностроительного завода им. С. М. Кирова
Горловским машиностроительным заводом им. С. М. Кирова
для системы гидропривода механизмов подачи узкозахватных
комбайнов и предохранительных лебедок разработан и серийно
выпускается ряд модификаций высокомоментных гидромоторов
типа ДП. Это гидромоторы радиально-поршневого типа с рас-
положением цилиндров в центре и передачей тангенциального
усилия через скользящую в пазах ротора направляющую.
Гидромотор ДП510 (рис. 5.25) состоит из корпуса 1, закры-
того верхней 2 и нижней 3 крышками, стянутыми между собой
болтами 4.
Верхняя крышка выполнена за одно целое с цапфой, на ко-
торую напрессована распределительная втулка 5. Втулка снаб-
жена двумя дорожками для качения игл подшипников 6, на ко-
торых вращается ротор 8, включающий запрессованную в блок
цилиндров распределительную втулку 7. От осевого смещения
ротор удерживается шарикоподшипником 9. К ротору бол-
тами 10 прикреплена зубчатая муфта 11, передающая крутя-
щий момент от гидромотора.
В роторе имеется 19 радиальных прорезей, в которых раз-
мещены траверсы 12, несущие на выступающей из прорезей
концах ролики 13 с игольчатыми подшипниками 14. На каждую
траверсу действуют два плунжера 15, которые под действием
давления рабочей жидкости прижимают ролики к рабочей про-
фильной поверхности корпуса, имеющей звездообразную форму.
Тангенциальное усилие, возникающее от взаимодействия ро-
ликов с рабочей профильной поверхностью корпуса, передается
траверсой на ротор и создает крутящий момент на валу гидро-
мотора.
Раздельный подвод рабочей жидкости к цилиндрам каждого
ряда плунжеров позволяет одно и то же количество рабочей
жидкости подводить либо к одному ряду цилиндров, либо
к двум. Соответственно частота вращения вала гидромотора
изменяется в отношении 2:1, а крутящий момент — в отноше-
нии 1 :2, что позволяет иметь ряд рабочих и маневровых ско-
ростей движения машины.
157
5.25. Гидромотор ДП510 конструкции СКВ Горловского завода им. С. М. Ки-
рова
Гидромотор 1ДП4 (рис. 5.26) является дальнейшим разви-
тием конструкции гидромоторов ДП510 и ДП514. Цилиндриче-
ский корпус 1 с обеих сторон закрыт крышками 2 и 3, в кото-
рых установлены шарикоподшипник 4 и роликовый сферический
подшипник 5. На этих подшипниках вращается ротор 6 с напрес-
сованным блоком цилиндров 7, в котором выполнены в два ряда
26 отверстий под цилиндры (по 13 цилиндров в каждом ряду).
В цилиндрах перемещаются плунжеры 8, передающие через
шатуны 9 движение траверсам 10, имеющим по концам ро-
лики 11. Последние смонтированы на игольчатых подшипни-
ках 12. Ролики 11 взаимодействуют с рабочими профилями кор-
пуса 1.
Кроме этого в средней части траверсы предусмотрены смон-
тированные на игольчатых подшипниках 14 ролики 13, скользя-
щие по пазам блока цилиндров 7 и передающие тангенциальное
усилие ротору 6.
Подвод рабочей жидкости в блок цилиндров осуществляется
158
5.2в. Гидромотор 1ДП4 конструкции СКВ Горловского завода им. С. М. Ки-
рова
под давлением по каналам в роторе 6 через патрубок 15,
цапфу 16 распределительного кольца 17, распределительную
втулку 18.
Аналогично из цилиндров рабочая жидкость вытесняется на
слив через патрубок 19.
Для переключения гидромотора на работу одним рядом ци-
линдров или двумя (изменение рабочего объема вдвое) служит
поршень 20 системы управления.
Под действием давления жидкости поршень 20 перемещается
вправо, перемещая через шарикоподшипник 21 распределитель-
ную втулку 18, крайние положения которой фиксируются штиф-
том 22. Возврат системы в исходное положение осуществляется
пружиной.
159
Ротор имеет выводной конец, снабженный зубчатой полу-
муфтой 23 для передачи крутящего момента. Выводной хвосто-
вик ротора уплотнен манжетой 24.
Техническая характеристика гидромоторов типа ДП
Рабочий объем, см3/об...........
Давление, кгс/см2:
рабочее .....................
максимальное.................
минимальное .................
дренажа максимальное.........
Номинальный перепад давлений,
кгс/см2 ........................
Частота вращения при номинальном
давлении, об/мин:
номинальная .................
максимальная ...............
минимальная ................
Номинальный расход, л/мин . . . .
Крутящий момент при номинальном
перепаде давления, кгс-м .......
Номинальная мощность, кВт . . . .
К. п. д. при номинальных парамет-
рах:
объемный.....................
общий .......................
Давление управления, кгс/см2. . . .
Рабочая жидкость................
Номинальная тонкость фильтрации,
мкм..............................
Масса, кг...........
ДП510 ДП514 1ДП4
3600 3600-1800 4000-2000
160 160 160
6,0 6,0 6,5
4,0 4,0 4,5
0,5 0,5 0,5
— — 105
37,8 37,8 95
67,5 67,5 120
115 1,5 6
120 120 200
520 520-260 584—284
20 20 28,3—27,6
0,92 0,92 0,875—0,85
0,87 0,87 0,83-0,81
— — 25
— — Масло И-40А по ГОСТ 20799-75
с 10о/о КП-2 по ТУ 38-1019-70
— 20-35
155 160 284
$.4.5. Радиально-поршневые гидромоторы
типа МР конструкции
ИГД им. А. А. Скочинского
Гидромоторы типа МР. Институтом горного дела
им. А. А. Скочинского разработан ряд высокомоментных ради-
ально-поршневых гидромоторов типа МР, предназначенных ра-
ботать в сочетании с аксиально-поршневыми насосами перемен-
ной подачи.
Основное их отличие — повышенное до 250 кгс/см2 рабочее
давление при максимальном давлении срабатывания предохра-
нительного клапана 320 кгс/см2. Это позволило при прочих рав-
ных условиях уменьшить габариты гидромоторов, одновременно
увеличив их надежность в эксплуатации.
160
5.27. Гидромотор МР2,5 конструкции ИГД им. А. А. Скочинского
Основной базовой конструкцией гидромоторов типа МР яв-
ляется гидромотор МР 2,5 (рис. 5.27).
Гидромотор состоит из корпуса /, закрытого с обеих сторон
крышками 2 и 3, прикрепленными к корпусу болтами 4.
На цапфу верхней крышки насажена плавающая распредели-
тельная втулка 5, с которой взаимодействует втулка 6, запрес-
сованная в корпус ротора 7.
11 Заказ № 305
Ротор 7 с втулкой 6 вращается на двух шарикоподшипни-
ках 8 и 9, закрепленных на цапфе верхней крышки.
Кольцевые канавки на плавающей втулке 5 и цапфе верх-
ней крышки образуют кольцевые каналы А и 5, через которые
подводится и отводится рабочая жидкость из поршневых поло-
стей цилиндров ротора. Для устранения перетоков между коль-
цевыми каналами установлены уплотнительные кольца 10 с за-
щитными кольцами 11.
В корпусе ротора в два ряда выполнены радиальные ра-
сточки, являющиеся цилиндрами для плунжеров 12, в попереч-
ные отверстия которых входят цапфы траверсы 13. На средней
части траверсы на игольчатых подшипниках 14 закреплены два
ролика 15, взаимодействующие со звездообразным рабочим про-
филем копира 16, закрепленного в корпусе с помощью втулки 17
и болта 18.
Корпус ротора снабжен зубчатой полумуфтой 19, через ко-
торую передается развиваемый гидромотором крутящий момент.
Для уплотнения выводного конца ротора служит манжет-
ное уплотнение 20, смонтированное в нижней крышке.
Основными принципиальными положительными особенно-
стями конструкции гидромотора МР 2,5 являются: наличие пла-
вающей распределительной втулки с надежными уплотнениями
между подводимыми каналами, что позволило уменьшить за-
зоры в распределителе до 0,015—0,025 мм; использование ци-
линдрической поверхности плунжеров для передачи тангенци-
альных усилий на корпус ротора без каких-либо дополнитель-
ных деталей, что позволило упростить конструкцию и сделать
ее более технологичной; выполнение рабочего профиля копира
отдельно от корпуса гидромотора, что упростило технологию
изготовления и облегчало ремонт гидромотора.
Ресурсные стендовые и промышленные испытания показали
существенные преимущества конструкции гидромоторов типа МР
по сравнению с гидромоторами типа ДП и другими.
В связи с этим в настоящее время эта конструкция высоко-
моментных гидромоторов является предпочтительной и на ее
базе создается новый ряд механизмов подачи угольных комбай-
нов и других устройств горных машин.
Техническая характеристика гидромоторов типа МР
МР 2,5 МР 1,6
Давление, кгс/см2:
рабочее............................ 250 250
максимальное при срабатывании
предохранительного клапана . . 320 320
Рабочий объем, см3/об............. 2500 1600
Частота вращения при номинальном
давлении, об/мин:
номинальная ................... 30 80
максимальная..................100 100
162
Крутящий момент при номинальном
давлении, кгс-м................. 930 600
Номинальная мощность, кВт .... 58,5 37,5
К. п. д. при номинальных парамет-
рах:
объемный..................... 0,95 0,95
общий ....................... 0,92 0,92
Рекомендуемая вязкость рабочей
жидкости, сСт .................. 20—40
Требуемая тонкость фильтрации, мкм 40
5.5. Гидромоторы аксиально-поршневые
Гидромоторы аксиально-поршневые относятся к классу низко-
моментных гидромоторов. В практике угольного машиностроения
они получили пока ограниченное применение, при этом предпоч-
тение отдается конструкции аксиально-поршневого гидромотора
типа 210 (рис. 5.28), изготовляемого одесским заводом «Строй-
гидравлика».
В корпусе /, снабженном задней крышкой 2 и передней 3,
смонтирован сферический распределитель 4, к которому примы-
кает и относительно которого вращается блок цилиндров 5.
В цилиндрах блока перемещаются плунжеры 6 с завальцован-
ными в них шатунами 7, заканчивающимися по концам сфери-
ческими головками. Вторая сферическая головка шатуна закреп-
лена крышкой 8 в шаровом гнезде вала 9, смонтированного на
одном шариковом 10 и двух сдуплексированных шариковых ра-
диально-упорных подшипниках 11 в корпусе 1. При этом ось
5.28. Аксиально-поршневой гидромотор типа 210
11*
163
вала 9 расположена под углом относительно оси блока ци-
линдров. Выводной конец вала 9 уплотнен манжетным уплот-
нением 12, смонтированным в передней крышке.
Для выборки зазора и автоматического поджатия сдуплек-
сированных радиально-упорных подшипников 11 служит пру-
жинная шайба 13. Дренаж утечек осуществляется через отвер-
стие 14, закрытое транспортной заглушкой.
Техническая характеристика аксиально-поршневых гидромо-
торов, изготовляемых заводами одесским «Строймашина» и
шахтинским «Гидропривод», приведена в табл. 5.2.
Таблица 5.2
Техническая характеристика аксиально-поршневых гидромоторов
Модель гидромотора
Параметры одесского завода •Строймашина" шахтинского завода .Гидропривод*
210.25 210.32 РМНА 32/20 РМНА 63/320 РМНА 90 / 320 РМНА 125/320
Рабочий объем, см3/об Давление, кгс/см2: рабочее максимальное при срабатывании пре- дохранительного клапана Частота вращения номи- нальная при номиналь- ном давлении, об/мин Крутящий момент при номинальном давлении, кгс-м Номинальная мощность, кВт К. п. д. при номиналь- ных параметрах: объемный общий Рекомендуемая вязкость рабочей жидкости, сСт Требуемая тонкость фильтрации, мкм Масса, кг 107 160 320 1300 26,1 36 0,96 0,92 16,- 2 н. д. 225 160 320 1000 54,9 60 0,96 0,92 -30 >5 н. д. 32 250 320 1500 16,6 22,8 0,905 10 20 63 250 320 1500 32,6 45,2 0,916 12- 10 34 90 250 320 1500 45,7 65,5 0,916 •75 10 53 125 250 320 1500 64,6 90 0,927 10 70
164
Глава 6
ГИДРОЦИЛИНДРЫ
6.1. Общие сведения
Гидроцилиндры в системах гидроприводов являются гидродви-
гателями, преобразующими энергию давления рабочей жидкости
в механическую энергию прямолинейного поступательного или
возвратно-поступательного движения.
Классификация гидроцилиндров, применяемая в практике
горного машиностроения, приведена на рис. 6.1.
По назначению гидроцилиндры делятся на четыре группы:
1) гидростойки механизированных крепей;
2) гидроцилиндры передвижения (механизированных крепей,
струговых установок, забойных конвейеров и др.),*
3) гидроцилиндры регулирования положения исполнитель-
ных органов горных комбайнов;
4) гидроцилиндры общего назначения.
По способу действия гидроцилиндры делятся на одно- и
двустороннего действия, а по раздвижности — на цилиндры
с одинарной и двойной (или более) раздвижностью. В гидро-
приводах применяются еще и гидростойки комбинированной
гидровинтовой или гидромеханической раздвижности.
По конструкции силового элемента, передающего усилия
все гидроцилиндры подразделяются на плунжерные (рис. 6.2, а)
поршневые одноштоковые (рис. 6.2, б) и поршневые двухштоко-
вые (рис. 6.2, в).
Кроме того, для регулирования положения шнековых испол-
нительных органов комбайнов применяются гидроцилиндры
с встроенным амортизатором (рис. 6.2, г).
Простота устройства силового гидроцилиндра, надежность
в работе, возможность передачи значительных усилий, простота
канализации энергии, легкость регулирования скорости движе-
ния штока, независимость расположения в пространстве, высо-
кое значение объемного к. п. д., большой срок службы и отно-
сительно малая стоимость обусловили широкое применение раз-
личных типов гидроцилиндров в системах гидропривода горного
оборудования.
В настоящее время можно без преувеличения утверждать,
что в любой горной машине для осуществления поступательных
и возвратно-поступательных перемещений, особенно там, - где
требуются большие усилия, лучшим конструктивным решением
является применение гидроцилиндров. Их применение сущест-
венно упрощает конструкцию данного узла и горной машины
165
6.1. Схема классификации гидроцилиндров горного оборудования
6.2. Гидроцилиндры с различ-
ными силовыми элементами:
а — с плунжерными; б — с поршне-
выми одноштоковыми; в —с порш-
невыми двухштоковыми; г — с встро-
енным амортизатором
в целом, улучшая ее эксплуатационные качества и повышая на-
дежность.
В практике горного машиностроения гидроцилиндры широко
используются в механизированных гидрофицированных крепях;
гидравлических забойных и посадочных стойках; гидропере-
движчиках забойных конвейеров и струговых установок; устрой-
ствах для регулирования положения в пространстве исполни-
тельных органов комбайнов, забойных конвейеров, секций меха-
низированных крепей; натяжных устройствах и др.
Расход жидкости Q (см3/мин), необходимый для перемеще-
ния поршня цилиндра с заданной скоростью у, для поршневой
полости
Qi=-4-®
(6.1)
где D — диаметр гидроцилиндра, см.
В гидроцилиндрах горных машин поршни и штоки уплот-
нены манжетными уплотнениями или кольцами из резиносмесей
и пластмасс, что предотвращает утечки жидкости. Для таких
гидроцилиндров объемный к. п. д. цОб=1.
Эффективное движущее усилие Тп (кгс), возникающее на
штоке поршня, при подаче жидкости в поршневую полость под
давлением составляет
Та = ~р^ыа, (6.2)
где Рп — давление в поршневой полости, кгс/см2; т]мех— меха-
нический к. п. д. гидроцилиндра.
При расчете силовых цилиндров, применяющихся в горном
машиностроении с манжетными уплотнениями или уплотне-
ниями резиновыми и пластмассовыми кольцами, рекомендуется
принимать т)мех=0,95.
,167
Эффективное движущее усилие Тш (кгс) при подаче жидко-
сти под давлением в штоковую полость
т.- Р.^.
(6.3)
В гидроцилиндрах двустороннего действия на практике имеет
место перемещение поршня при наличии давления рабочей
жидкости как в поршневой, так и в штоковой полости.
В этом случае эффективное движущее усилие Тп (кгс) будет
равно:
при движении поршня в сторону штоковой полости (Рп>Рш)
у ___[ гсД2 р ___ 71 (D2 р 1 _ гс^мех
1 п [ 4 'п *мех— 4
х [£>2 (Р„ - Рш) + ^Рш] = 0,75 [D2(Pn - Рш) + (ррш; (6.4)
при движении поршня в сторону поршневой полости (Рш>Рп)
Тш = [-J- (О2 - d2) Рш - Рп] 7)Мех =
= 0,75 [О2 (Рш — РИ)-<РРШ], (6.5)
где Рп и Рш — давление в полости соответственно поршневой
и штоковой, кгс/см2; D и d — диаметр соответственно цилиндра
и штока, см.
При соединении поршневой или штоковой полости цилиндра
со сливной магистралью давление подпора, связанное с вытес-
нением рабочей жидкости из поршневой или штоковой полости,
рассчитывается по расходу жидкости, полученному с учетом ко-
эффициента мультипликации в гидроцилиндре и гидравлических
потерь в сливной магистрали.
Гидроцилиндры характеризуются параметрами, основные из
которых следующие: диаметры цилиндра D и d, ход штока S,
рабочее давление Р.
С учетом сложности технологической подготовки при изго-
товлении цилиндров, связанной с изготовлением специальных
инструментов (резцовой головки, головки для раскатки и др.)
и пресс-форм для уплотнений, в целях минимизации затрат и
сроков технологической подготовки производства диаметры ци-
линдров и штоков следует выбирать по ограниченному парамет-
рическому ряду.
Толщина стенок гидроцилиндра рассчитывается по формуле,
предложенной Центральным котлотурбинным институтом
им. Ползунова и одобренной Госинспекцией котлонадзора:
где S — толщина стенки, мм; РПр — пробное давление, с кото-
рым осуществляется гидравлическое испытание цилиндра,
168
кгс/см2; D — внутренний диаметр цилиндра, мм; ст8 — предел те-
кучести материала цилиндра, кгс/см2; п — коэффициент запаса
прочности; ф — коэффициент прочности (при изготовлении гид-
роцилиндров из цельнотянутой трубы ф=1); С — прибавка
к расчетной толщине стенки, включающая минусовый допуск
на толщину стенки и добавки на коррозию наружной поверх-
ности цилиндра, мм.
Гидроцилиндры и штоки в практике горного машиностроения
изготовляются по ГОСТу из стали марки 35 и стали марки
ЗОХГСА.
Цилиндры и штоки из стали марки 35 подвергаются улучше-
нию до твердости НВ= 197 ч-241, а из стали марки ЗОХГСА —
улучшению до твердости НВ=268-ь 321.
Толщину донышка гидроцилиндра можно определить по фор-
муле:
для плоского донышка
5 = 0,4050 , (6.7)
где 5 — толщина донышка, см'; D — внутренний диаметр цилин-
дра, см; РПр — пробное давление жидкости, кгс/см2; ст — допу-
скаемое напряжение на растяжение для материала донышка
гидроцилиндра, кгс/см2;
для сферического донышка
5 = -^-. (6.8)
6.2. Динамика гидроцилиндра1
Пользуясь уравнением Лагранжа и принимая за обобщен-
ную координату пути поршня X, получаем
дГр__дТр dS\
dt dX dX ~ dX , 17
где То — кинетическая энергия, развиваемая поршнем цилиндра,
кгс; Si—усилие на штоке цилиндра (движение поршня в сто-
рону штока), кгс; X— обобщенная координата пути поршня, см;
t — время, с,
о
т0 = мэ^- = мэ 4- , (6.10)
где Ма — динамически эквивалентная масса перемещаемых ча-
стей, приведенная к поршню цилиндра, кг.
1 Использована методика расчёта, разработанная В. В. Ермаковым.
169
Исходя из условий сплошности потока получаем
vi
»i / ’
где Fi — площадь поршня гидроцилиндра, см2; f— сечение про-
ходного отверстия трубопровода, см2.
Приведенная к поршню гидроцилиндра масса
АГп = Л1э + т1(^-)2 + /п2(-^-у, (6.11)
где Ма— приведенная масса, кг; /П1 и m2 — масса рабочей
жидкости в напорной и сливной магистралях, кг; fi и 1г—пло-
щади проходных сечений напорной и сливной гидромагистралей,
см2; F—рабочая площадь штоковой полости цилиндра, см2.
Вычислим члены уравнения (6.9):
Заменяя в первом члене dt —
получаем
(6.12)
Поскольку приведенная масса может зависеть от положения
поршня, частную производную можно заменить полной произ-
водной, т. е.
дТ __ <ШП «1 _ v2i dMa ,fi
дХ~~ дХ 2 ~ 2 dX '
Подставляя найденные значения в уравнение (6.9), полу-
чаем
Усилие, развиваемое цилиндром на штоке,
5! = P0Fi - Fi (С, + С2) -о? - £ S, - £S2, (6.15)
где S — усилие на штоке, кгс; Ро — давление рабочей жидкости
у насоса, кгс/см2; Ci и С2 — постоянные коэффициенты, кото-
рые можно принять:
F2 , F^
С1=1’6^01^Г; C2=1’6Tfa°^f ’
170
где у — средняя плотность рабочей жидкости; Л и F2 — рабочая
площадь соответственно штоковая цилиндра и поршня, см2;
dn и dc — внутренний диаметр соответственно напорной и слив-
ной магистрали, см; ао и a'Q— суммарный коэффициент местных
потерь соответственно напорной и сливной гидромагистрали.
Подставляя значения тягового усилия Si в уравнение (6.14),
получаем
W - (S 5, + Е S2)-
- [Ft (С, + С2) + -^] -vi (6.16)
Уравнение (6.16) является общим, и его решение в таком
виде затруднено.
Допуская, что Pq, E*$i и E'Ss остаются постоянными, и обо-
значая их через В\, имеем
(6.17)
Fi(C( + C2) = F2. (6.18)
Полагая, что приведенная масса Ма остается неизменной во
Ofn Л
время хода поршня, получаем -^—-=0.
Тогда
= (6.19)
или
ЛХ_4._В2_/й£\2_Ле = 0 (6 20)
dt* М„\ dt J Мп V-
Обозначая
$2 Si
?о=Л?7 И Г<>=л6
получаем
d2X . (dX\2 А /СО1.
dt2 + Ц dt ] го 0. (6.21)
Решая это уравнение, получаем
A" = -i-^0lnch2(/nf); (6.22)
m = Vr^. (6.23)
Скорость поршня цилиндра
^ = -^=К^/Л(да0. (6.24)
171
Ускорение поршня
<РХ гр
dP ch2 (mt) ’
(6.25)
Для приближенных расчетов, раскладывая в ряд гипербо-
лические тангенс и косинус, получаем:
(6.26)
v « г0/. (6.27)
Если приведенная масса Л1п по сравнению с усилием на
штоке цилиндра мала, то, полагая
М ^ = 0
2 п dP
из уравнения (6.1) получаем
_ 1 /"^1 S •$! S *$2 /г» по\
—РЙСГ+С2)— <628>
или
Для нахождения времени разгона поршня используем
уравнения (6.27) и (6.29):
2/2 В\ ,2 В\
Го1р или ^2 h — В2 ‘
Тогда
(6.30)
6.3. Гидростойки механизированных
крепей
6.3.1. Общие сведения
В шахтных механизированных крепях применяются гидро-
цилиндры специального назначения (гидростойки). Гидростой-
ками поддерживается верхнее перекрытие крепи, создается ра-
бочее сопротивление опусканию пород кровли и в случае необхо-
димости активный подпор при передвижении секции крепи.
172
6.3. Типовая схема подключения гидростойки к системе гидропривода меха-
низированной крепи
6.4. Рабочая характеристика гидростойки
В настоящее время получили распространение одно-, двух-,
трех-, четырех-, пяти- и шестистоечные секции. Чаще всего сек-
ции механизированных крепей выполняются двух- или четырех-
стоечными.
Принцип работы и схема подключения (рис. 6.3) всех гидро-
стоек механизированных крепей одинаковы. Они заключаются
в следующем. Вначале в поршневую полость ПП гидростойки
по магистрали 8—5—6—7 подается рабочая жидкость под дав-
лением Рн. с, определяемым давлением, развиваемым насосной
станцией системы гидропривода механизированной крепи. При
этом гидростойка ГС начинает воздействовать на породы кровли
с усилием NB. р, которое называется усилием начального рас-
пора. Разгрузочный клапан РК (гидрозамок) отсекает поршне-
вую полость гидростойки от напорной магистрали 8. По мере
увеличения горного давления породы кровли оседают, опускаясь
со средней скоростью 3—5 мм/ч. Гидростойка оказывает сопро-
тивление опусканию пород кровли, при этом увеличивается
давление рабочей жидкости в поршневой полости ПП гидро-
стойки (линия АВ на рис. 6.4), происходят упругое сжатие ра-
бочей жидкости и упругая деформация цилиндра стойки, сопро-
вождающиеся опусканием выдвижной части гидростойки на
величину ASy с одновременным увеличением усилия сопротив-
ления опусканию пород кровли.
В этот период (линия ЛВ) гидростойка работает в режиме
нарастающего сопротивления, предохранительный ПК и (см.
рис. 6.3) разгрузочный РК клапаны закрыты, и ее длина изме-
няется только за счет упругой податливости. При дальнейшем
опускании пород кровли давление в поршневой части ПП гид-
ростойки повышается до настроечного давления срабатывания
173
предохранительного клапана ПК — происходит его сраба-
тывание. Гидростойка работает в режиме так называемого по-
стоянного сопротивления (линия ВС), оказывая сопротивление
опусканию пород кровли с усилием рабочего сопротивления
^р.с = 2^-Рп.к, (6.31)
где D — диаметр цилиндра гидростойки; Рп.к — давление сраба-
тывания предохранительного клапана ПК, определяемое его на-
стройкой.
При этом работа предохранительного клапана гидростойки
характеризуется величиной разброса ±Др давления рабочей
жидкости в поршневой полости гидростойки при срабатывании
(открывании и закрывании) предохранительного клапана.
Длина гидростойки изменяется за счет гидравлической по-
датливости, определяемой количеством рабочей жидкости, про-
шедшей через предохранительный клапан ПК из поршневой
полости ПП гидростойки. Для контроля величины давления
в поршневой полости ПП гидростойки служит индикатор дав-
ления ИД.
Для передвижения секций крепи на новое рабочее место по
мере выемки угля гидравлическая стойка разгружается. Для
этого рабочая жидкость под давлением подается по магистрали
1—2—3—4 в штоковую полость ШП гидростойки и по магист-
рали 2—2 в разгрузочный клапан РК, открывая выход рабочей
жидкости из поршневой полости ПП на слив по гидромагист-
рали 7—6—5—8. Происходит опускание выдвижной части гид-
ростойки принудительно под действием рабочей жидкости, по-
ступающей под давлением по магистрали 1—2—3—4 в штоко-
вую полость ШП гидростойки.
Гидростойка может разгружаться полностью с потерей кон-
такта верхнего перекрытия с породами кровли в процессе пе-
редвижения или частично со снижением давления в поршневой
полости до заданного предела, регулируемого специальным
подпорным клапаном.
В последнем случае перекрытие в процессе передвижения
не теряет контакта с породами кровли.
После окончания процесса передвижения в поршневую по-
лость гидростойки подается рабочая жидкость под давлением
Ри. с, стойка распирается с усилием начального распора NB. р
и цикл ее работы повторяется.
В отдельных случаях, когда при передвижении секции необ-
ходимо сохранить контакт верхнего перекрытия с породами
кровли независимо от изменения мощности пласта, в поршне-
вую полость гидростойки подается рабочая жидкость с задан-
ным давлением активного распора.
174
Площадь фигуры OABCD (см. рис. 6.4) на графике опреде-
ляет работу гидростойки по сопротивлению опусканию пород
кровли.
Величина упругой податливости гидростойки ASy состоит из
двух составляющих:
Д5У = ASC1K+ Д5С, (6.32)
где ДЗсж — опускание выдвижной части стойки от упругого
сжатия столба жидкости, заключенного в поршневой полости
гидростойки; ASC — опускание выдвижной части стойки от
упругого расширения стенок цилиндра.
Упругое приращение Аг радиуса г внутреннего отверстия
цилиндра гидростойки с наружным радиусом R при действии
давления Др=Рп. к — Рн определяется по формуле
+ (6.33)
где Е — мърулъ упругости; р,— коэффициент Пуассона.
_ /?2 4- f2 л
Обозначив Г2 = А ’ получим
Дг = Др-4(д + [А). (6.34)
Опускание выдвижной части гидростойки:
от упругой деформации стенок цилиндра
Д5с = мг + Дг)2 -ХГ2 = Д^ (Л + и) Г2 + .Ар (Л ч- Р) 3. (6 35)
тил" с L £1 I
от упругого сжатия столба жидкости
Д5сж=-Ь^2 = ₽<дх
(6.36)
где Pt — коэффициент объемного сжатия жидкости; V — объем
сжимаемой жидкости; / — высота столба сжимаемой жидкости.
Тогда
. _ Др (А + (1) Г9 , Др (Л 4- (а) । faEl П
'у— Е L Е "Г А 4-р J*
Обозначив + 1* = С, получим
С
Д5У = Др (2С + ДрС2 + &)
(6.37)
(6.38)
Поскольку значение С= есть относительно неболь-
шая величина, значением члена ДрС2 можно пренебречь. Тогда
Д5у = Др(2С + рг/). (6.39)
175
6.5. Расчетная схема для опре-
деления величины необходи-
мой раздвижности гидростойки
крепи
Величина необходимой гидравлической раздвижности гид-
ростойки определяется исходя из следующих соображений
(рис. 6.5).
Пусть гидростойка крепи предназначена для работы в очист-
ных забоях с пластами, имеющими мощность в интервале от
Hi до Н2 (где H2>Hi), и устанавливается на расстоянии Li
от угольного пласта, а разгружается от горного давления на
расстоянии L2 от забоя, тогда необходимая величина гидравли-
ческой раздвижности гидростойки
Zp = Н2 + ДЯ2 - kLx — - kL2 — Mil — ДС), (6.40)
где ДЯ2 и Д/Л— предельные возможные колебания мощности
пластов Н2 и Hi в пределах выемочного поля; k — коэффициент
опускания кровли на 1 м расстояния от забоя; ДС — необхо-
димый зазор для вывода гидростойки из-под горного давления,
обычно ДС=30-ь40 мм.
Тогда, преобразуя уравнение (6.40), получаем
Zp = Н2 - Hi + ДЯ2 + Д/Л + k (L2 - Li) + ДС. (6.41)
В зависимости от необходимой гидравлической раздвижно-
сти гидростойки механизированных крепей выполняются с оди-
нарной или двойной гидравлической раздвижностью. Мини-
мальная высота гидростойки в сложенном состоянии равна
lmia^Hi-bHi-kLr-bC. (6.42)
В целях унификации гидростоек (ГОСТ 15852—70) уста-
новлены основные параметры для механизированных крепей
очистных забоев пологих (до 35°) пластов, приведенные
в табл. 6.1.
Основные параметры гидростоек в соответствии с ОСТ
12.44.096—78 приведены в табл. 6.2.
176
Таблица 6.1
Основные параметры механизированных крепей очистных забоев
пологих (до 35°) пластов по ТОСТ 15852—70
Минимальная высота крепи (податливость равна нулю), мм Сопротивление крепи, не менее *рЛш1п
т/м1 т/м
400 30 50 1,80
450 30 50 1,80
500 30 50 1,80
560 30 50 1,80
630 30 50 1,85
710 30 50 1,90
800 30 50 1,80
1000 30 50 1,95
~— —. 1,95
г— С— 1,60
1400 40 70 1,60
1600 40 70 1,60
1800 40 70 1,60
2000 40 70 1,60
2400 40 70 1,60
Таблица 6.2
Основные параметры гидростоек механизированных крепей очистных забоев
по ОСТ 12.44.096—78
Тип гидростойки по раздвижности Рабочий диаметр пер- вой ступени раздвижки Предпочти- тельный ряд давления по- датливости, кгс/см2 Типоразмеры крепей по ГОСТ 15852-70
цилиндра штока
Двойной гидравлической раздвижности 125 140 160 200 200 200 200 110 130 150 190 190 190 190 (250) 320 400 400 400 400 400 П4, П4,5 П5, П5,6 П6,3, П7,1 П8, П10 П12,5 П10, П12,5 П14
Одинарной гидравличе- ской раздвижности 140 160 160 160 160 200 220 250 90 140 125 (120) 125 125 160 180 200 (250) 320 400 400 400 500 630 630 П7,1, П8 П10, П12,5 П14, П16 П18, П20 П24 П16, П18 П20, П24 П24
Примечание. Параметры в скобках применять только в технически обоснован
ных случаях.
12 Заказ № 305
177
6.3.2. Схемы устройства гидростоек
механизированных крепей
Все гидростойки механизированных крепей по способу их
раздвижности (рис. 6.6) следует разделить на три основные
группы: с одинарной гидравлической раздвижностью, с гидро-
винтовой (механической) раздвижностью, с двойной гидравли-
ческой раздвижностью.
Первый тип гидростоек обычно применяется для пластов
средней мощности и мощных.
Стойки с гидровинтовой раздвижностью кроме гидравличе-
ской имеют еще и винтовую раздвижность. Стойки с гидроме-
ханической раздвижностью кроме гидравлической имеют еще
и ступенчатую раздвижность с помощью специального выдвиж-
ного штока. Они применяются тогда, когда гидравлической раз-
движности недостаточно для настройки гидростойки по мощ-
ности пласта.
Гидростойки с одинарной и двойной гидравлической раз-
движностью по роду своего исполнения бывают плунжерные
и поршневые.
Плунжерные гидростойки — одинарного действия. У них
только подъем выдвижной части (начальный распор) осущест-
вляется под действием давления рабочей жидкости, а опуска-
ние— под действием собственного веса или каких-либо механи-
ческих устройств (например, пружин или отдельного гидроци-
линдра на всю секцию и др.).
Поршневые гидростойки — двойного действия. У них подъем
и опускание выдвижных частей осуществляются принудительно
под действием давления рабочей жидкости.
Гидростойки с двойной гидравлической раздвижностью
наиболее целесообразно применять для механизированных кре-
пей, работающих в условиях тонких пологих и крутых пластов
Донецкого бассейна средней мощности, где наблюдается боль-
шое колебание мощности пласта в пределах выемочного
участка.
Гидростойки с двойной гидравлической раздвижностью мо-
гут быть выполнены по различным конструктивным схемам
(рис. 6.7):
ступенчатого сопротивления (рис. 6.7,а), когда при опуска-
нии пород кровли рабочее сопротивление гидростойки вначале
определяется усилием, возникающим на второй ступени стойки,
а затем суммарным усилием первой и второй ступеней. Преиму-
ществом такого устройства гидростойки является простота кон-
струкции, а недостаток их — ступенчатое сопротивление, когда
при большой мощности пласта гидростойка работает с мень-
шим рабочим сопротивлением, а при меньшей мощности пла-
ста— с большим рабочим сопротивлением. При такой конст-
178
6.6. Схемы устройства гидростоек:
а — с одинарной гидравлической раздвижностью, плунжерные и поршневые; б — с гидро-
винтовой раздвижностью; в — с гидромеханической раздвижностью; г — с двойной гид-
равлической раздвижностью
6.7. Схемы устройства гидростоек с двойной гидравлической раздвижностью
рукции недостаточно используются масса и размеры гидро-
стойки;
постоянного сопротивления с встроенным обратным клапа-
ном (рис. 6.7,6)—это наиболее распространенная и рацио-
нальная схема устройства гидростойки с двойной гидравличе-
ской раздвижностью. При этой схеме устройства гидростойки
ее рабочее сопротивление постоянно. Выдвижение происходит
в первую очередь первой ступени, и только после исчерпания
ее хода — второй ступени, что обеспечивает лучшую работу
гидростойки. Это достигается наличием в днище 1 цилиндра
стойки первой ступени встроенного обратного клапана 2.
При подаче рабочей жидкости под давлением в поршневую
полость первой ступени вследствие предварительного сжатия
пружины обратный клапан закрыт и вначале всегда выдвига-
ется поршень стойки первой ступени. Только, когда гидравли-
ческий ход поршня 'первой ступени исчерпан, давлением рабо-
чей жидкости открывается обратный клапан и начинается вы-
движение поршня второй ступени.
При полном опускании первой ступени происходит автома-
тическое открывание обратного клапана, хвостовик которого
упирается в днище цилиндра первой ступени, после этого про-
исходит опускание выдвижной части второй ступени.
Несмотря на некоторое усложнение конструкции, такая
схема устройства гидростойки с двойной гидравлической раз-
движностью является одной из лучших и рациональных, при
которой наиболее полно используются масса и размеры стойки
и обеспечивается более эффективная ее работа по сопротивле-
нию опускания пород кровли.
12*
179
6.3.3. Фактическое рабочее сопротивление
гидростойки
Фактическое сопротивление, оказываемое гидростойкой опу-
сканию пород кровли, является одним из важнейших парамет-
ров, определяющих характер взаимодействия системы «меха-
низированная крепь — боковые породы».
К сожалению, до сих пор у многих рабочих очистного забоя
и даже инженерно-технических работников складывается не-
правильное представление о фактическом сопротивлении меха-
низированной крепи.
Необходимо отказаться от распространенного ошибочного
мнения, что если имеется видимость, что гидростойки механи-
зированной крепи расперты, то механизированная крепь ока-
зывает сопротивление опусканию пород кровли, равное номи-
нальному рабочему сопротивлению, указываемому обычно
в паспорте крепи в т/м2.
В действительности факт распора гидростоек секций меха-
низированной крепи еще ничего не говорит о величине факти-
ческого сопротивления, развиваемого секцией механизирован-
ной крепи.
На практике фактическая рабочая характеристика гидро-
стойки может существенно отличаться от приведенной на
рис. 6.4.
Рассмотрим наиболее вероятные причины нарушения рабо-
чей характеристики гидростойки.
Наличие в гидросистеме стойки микроутечек. В гидроси-
стеме стойки имеются три наиболее вероятных места появле-
ния микроутечек: предохранительный ПК, разгрузочный РК
клапаны и узел уплотнения поршня (см. рис. 6.3).
В случае наличия микроутечек в любом из этих трех ука-
занных мест рабочая характеристика гидростойки существенно
изменяется (рис. 6.8).
После начального распора гидростойки с усилием Ун. р
(точка Л) вследствие наличия микроутечек гидростойка
обычно развивает сопротивление, меньшее номинального ра-
бочего сопротивления Np. с, и давление в поршневой полости
стойки либо несколько увеличивается (линия АЕ\) по сравне-
нию с давлением начального распора, либо снижается до не-
которой величины (линия АЕ2), либо уменьшается до нуля
(линия АЕ3) при выходе гидростойки из-под горного давления.
При этом гидростойка не развивает номинального рабочего со-
противления Np. с и давление в поршневой полости не дости-
гает давления срабатывания предохранительного клапана (ли-
ния ВС).
В первых двух случаях, несмотря на значительное снижение
рабочего сопротивления механизированной крепи, внешне со-
180
6.8. Изменение фактического рабочего сопротивления гидростойки вследствие
микроутечек в ее гидросистеме
6.9. Фактическое сопротивление гидростойки при наличии утечек и работе
насосной станции в режиме непрерывной подпитки поршневых полостей стоек
здается видимость нормальной ее работы и имеющуюся неис-
правность визуально в очистном забое обнаружить нельзя.
Только в третьем случае, когда гидростойка полностью раз-
грузится и секция крепи выйдет из-под горного давления, по-
теряв контакт с породами кровли, можно визуально обнару-
жить неисправность.
Уменьшение рабочего сопротивления механизированной
крепи вследствие наличия микроутечек на практике приводит
к увеличению скорости и величины опускания пород кровли,
нарушению ее целостности, появлению заколов и трещин и,
как следствие, к появлению вывалов кусков породы кровли
при разгрузке и передвижке секций крепи.
Как правило, ухудшение состояния пород кровли неизбежно
приводит к увеличению трудоемкости работ в лаве, снижению
возможной скорости передвижения секций крепи и к снижению
в целом производительности комплекса по добыче угля.
В процессе эксплуатации механизированных крепей распро-
странена порочная практика, когда обслуживающие комплекс
лица, интуитивно предполагая в системе гидростоек крепи на-
личие микроутечек, включают насосную станцию в режим не-
прерывной работы на подпитку поршневых полостей гидростоек
с целью компенсации возможных утечек. В действительности
такая практика работы с механизированной крепью является
порочной, так как в этом случае существенно (более чем в 2 раза)
уменьшается фактическое рабочее сопротивление гидростоек
(рис. 6.9). При этом работа гидростоек по сопротивлению опу-
сканию пород кровли определяется площадью фигуры OAKD*
а не площадью фигуры OABCKD, как это требуется при ее
нормальном рабочем сопротивлении.
Работа гидростоек механизированной крепи в режиме не-
прерывной подпитки поршневых полостей гидростоек насосной
станцией эквивалентна, например при индивидуальной крепи,
уменьшению вдвое заданного паспортом 'крепления числа
стоек в лаве, что при индивидуальной крепи не допустит ни
один горный мастер, ни один горнотехнический инспектор.
181
a
ИД~13
6.10. Конструкция индикаторов
давления ИД:
а —ИД-13 конструкции ИГД им.
А. А. Скочинского; б — ИД-000 кон-
струкции института «Гипроуглемаш»
Однако по совершенно необъяснимой причине такой непра-
вильный режим работы при механизированной крепи допуска-
ется горными мастерами и даже горнотехнической инспекцией.
Для обеспечения нормального режима работы механизиро-
ванной крепи необходимо контролировать фактическое давле-
ние рабочей жидкости в поршневой полости гидростойки с по-
мощью индикаторов давления типа ИД (рис. 6.10).
Индикатор давления типа ИД — это по сути загубленный
пружинный манометр, контролирующий давление в поршневой
полости гидростойки, приспособленный к тяжелым условиям
работы в очистном забое.
В СССР разработаны две конструкции индикаторов давле-
ния: ИД-13 — конструкции ИГД им. А. А. Скочинского и
ИД.000 — конструкции института «Гипроуглемаш».
Индикатор давления ИД-13 (см. рис. 6.10, а) устроен сле-
дующим образом. В корпусе 1 по направляющей втулке 2 пе-
ремещается плунжер 3, уплотняемый кольцом 4. Плунжер 3
упирается в торец индикаторного стержня 5, цилиндрический
хвостовик которого выполнен разрезным, состоящим из двух
половин 6. Прижимается к втулке 2 стержень 5 двумя цилин-
дрическими пружинами 7 и 3. Направляется хвостовик стержня
5 завальцова иной в кожух 11 втулкой 9 с уплотнительным
кольцом 10.
При подаче давления плунжер перемещается и соответст-
венно выдвигаются обе половины хвостовика индикаторного
стержня. Если в процессе работы гидростойки давление дости-
гает какого-то максимума, а затем снижается, то одна поло-
182
вина хвостовика остается на уровне максимального давления,
а другая половина соответствует уровню фактического дав-
ления.
На выдвигающемся хвостовике индикаторного стержня име-
ются четыре кольцевые риски, которые в зависимости от ис-
полнения индикатора ИД-13 эквивалентны следующим интер-
валам давлений:
ИД-13.26.СС0 ИД-13.32.СС0 ИД-13.40.С00 ИД-13.50.0СО
Номинальное измеряе- мое давление, кгс/см2 260 320 400 500
Номинальный ход ука- зателей давления, мм . . 20 20 20 20
Число кольцевых рисок (делений) 4 4 4 4
Цена одного деления, кгс/см2 65 80 100 125
В зависимости от числа появившихся кольцевых рисок мо-
жно судить о величине давления в поршневой полости гидро-
стойки.
Индикатор давления позволяет своевременно обнаружить
микроутечки в системе гидростойки и иметь ясную картину
о величине фактического сопротивления стойки.
Показания индикатора давления ИД-13 следует читать сле-
дующим образом (рис. 6.11).
Положения I и II (контроль сразу после распора гидро-
стойки)— рабочий неправильно распер гидростойку (быстро
переключил распределитель, не создав в поршневой полости
гидростойки требуемого давления начального распора — давле-
ния, развиваемого насосной станцией), не видна первая коль-
цевая риска или видна только одна.
Положение IV (контроль сразу после распора гидро-
стойки) — начальный распор гидростойки выполнен правильно,
видны две кольцевые риски, что соответствует давлению в пор-
шневой полости стойки (индикатор ИД-13.32) 2-80= 160 кгс/см2.
6.11. Показания индикаторов давления:
а-ИД-13; б-ИД-000
183
Положение V — торцы обеих половин индикаторного стержня
совпадают, что означает исправность гидросистемы стойки, т. е.
отсутствие микроутечек.
Положения III и VI — торцы обеих половин индикаторного
стержня не совпадают, что свидетельствует о неисправности
гидросистемы стойки и о наличии микроутечек. Величина мик-
роутечек тем больше, чем больше несовпадение торцов поло-
вин индикаторного стержня. Положение III, кроме того, пока-
зывает, что начальный распор гидростойки был выполнен
также неправильно (видна только одна кольцевая риска), од-
нако вследствие микроутечек фактическое сопротивление
стойки стало ниже сопротивления ее начального распора.
Положение VI свидетельствует о наличии больших утечек
в гидросистеме стойки.
Для правильных показаний индикатора ИД-13 обязательно
необходимо после каждой разгрузки гидростойки, перед ее рас-
пором, нажать пальцем на выдвинутую половину индикатор-
ного стержня до совмещения торцов, иначе в индикаторе будут
отсутствовать показания максимального давления, достигну-
того в текущем цикле. В этой дополнительной операции и за-
ключается основной эксплуатационный недостаток такого типа
индикаторов (не считая сложности и трудоемкости их изготов-
ления).
Индикатор ИД.000 (см. рис. 6.10,6) устроен проще и со-
стоит из корпуса 1, в котором перемещается плунжер 2, охва-
тываемый уплотнением 3, упирается в торец индикаторного
стержня 4, направляемого втулкой 5 и прижимаемого пружи-
ной 6.
Показания индикатора ИД.000 читаются (см. рис. 6.11)
следующим образом.
Положение 1 (контроль сразу после распора гидростойки) —
начальный распор гидростойки выполнен неверно. Рабочий
ускоренно переключил распределитель, не доведя давление
в поршневой полости гидростойки до требуемого уровня,— не
появилась кольцевая риска.
Положение 2— начальный распор гидростойки выполнен
правильно — видна первая кольцевая риска.
Положение 3— система гидростойки исправна, видна вто-
рая кольцевая риска, что соответствует рабочему давлению
в поршневой полости.
Положение 4 — система гидростойки неисправна. После на-
чального распора произошло снижение сопротивления гидро-
стойии — спряталась первая кольцевая риска.
Недостатком индикатора ИД.000 по сравнению с индика-
тором ИД-13 является отсутствие фиксации максимального
давления, возникающего во время рабочего цикла в поршневой
полости гидростойки, если в последующий промежуток времени
это давление уменьшилось.
184
6.12. Фактическая характери-
стика гидростойки при работе
в режиме нарастающего сопро-
тивления
Основные преимущества индикатора ИД.000 — простота
устройства и отсутствие необходимости при замерах какого-
либо вмешательства рабочего (нажимание пальцем на инди-
каторный стержень, как это требуется в индикаторе ИД-13).
Таким образом, индикатор давления является тем опера-
тивным прибором, с помощью которого рабочие и лица адми-
нистративно-технического надзора могут контролировать пра-
вильность выполнения операции начального распора
гидростоек, исправность гидросистемы стойки и величину фак-
тического сопротивления, развиваемого гидростойкой.
Гидростойка крепи не развивает рабочее сопротивление
при исправности (герметичности) гидросистемы стойки.
Величина упругой податливости гидростоек серийно изго-
товляемых механизированных крепей при давлении начального
распора Рн.р=200 кгс/см2 находится в пределах 8—18 мм.
С учетом средней скорости опускания пород кровли уСр. к~
«3 мм/ч среднее время, за которое гидростойка развивает ра-
бочее сопротивление, находится в пределах 2,6—6,0 ч.
Если время цикла работы секции крепи меньше требуемого,,
то гидростойка работает в режиме упругой податливости, не
выходя на режим постоянного сопротивления (рис. 6.12). При
этом существенно уменьшается фактическая работа гидро-
стойки по сопротивлению опусканию пород кровли (площадь
фигуры OABiDi).
Уменьшение фактического сопротивления механизированной
крепи неминуемо вызывает увеличенное опускание пород
кровли и, как следствие, нарушение ее целостности со всеми
отрицательными последствиями.
Бытует мнение о якобы целесообразности увеличения в этом
случае сопротивления механизированной крепи перенастрой-
кой предохранительного клапана на повышенное давление (ли-
ния B'C'), однако в действительности это ничего не дает, так
как фактическая работа крепи по сопротивлению опусканию
пород кровли будет определяться площадью фигуры OAB^Di
185
и от такой перенастройки клапана фактическое сопротивление
стойки не увеличится.
Значительно эффективнее во всех случаях для работы меха-
низированных крепей будет увеличение давления начального
распора гидростоек (рис. 6.12,6) для 320 кгс/см2 при уровне
давления настройки предохранительного клапана 400—
450 кгс/см2. В этом случае при равной величине опускания вы-
движной части гидростойки AS последняя выходит на рабочее
давление (линия ВС) и фактическая работа механизированной
крепи по сопротивлению опусканию пород кровли существенно
возрастает (площадь OA'BCDi).
С целью существенного повышения надежности и ресурса
работы предохранительных клапанов оправданным является
наряду с увеличением давления начального распора увеличе-
ние давления (сопротивления) настройки предохранительного
клапана.
В этом случае при равном опускании AS выдвижной части
гидростойка будет работать в режиме упругой податливости
(рис. 6.12,в), однако при этом еще более возрастает фактиче-
ская работа крепи по сопротивлению опусканию пород кровли
(площадь ОЛ/В"/|Р] на рис. 6.12,в). Ресурс и надежность пре-
дохранительного клапана в этом случае существенно возрас-
тают, так как практически предохранительный клапан все
время остается в одном положении «Закрыто» и не работает
в режиме дросселирования через него рабочей жидкости, когда
наблюдается наиболее интенсивный износ запирающих в кла-
пане элементов.
6.3.4. Конструкция гидростоек
Особенности конструкции гидростоек механизированных кре-
пей рассмотрим на примере отдельных, наиболее распростра-
ненных и характерных конструкций.
Гидростойка крепи 1М81Э (рис. 6.13) одинарной гидравли-
ческой и дополнительной винтовой раздвижности, поршневая,
двустороннего действия. Гидростойка состоит из цилиндра 1,
внутри которого перемещается трубчатый шток 2 с закреплен-
ным на нем поршнем 3. На поршне смонтированы два после-
довательно установленных манжетных уплотнения поршневой
полости гидростойки и одно уплотнение штоковой полости.
Удерживается поршень 3 на штоке 2 гайкой 4. Рабочая поверх-
ность поршня наплавлена бронзой.
Для направления штока служит передняя втулка 5 с вмон-
тированным в нее уплотнением 6. Удерживается втулка гайкой
7. Внутренняя рабочая поверхность отверстия во втулке 5 на-
плавлена бронзой. Подвод жидкости в штоковую полость осу-
ществляется жестким трубопроводом через внутреннюю по-
лость штока. Такой способ подвода жидкости в поршневую
186
6.13, Гидростойка механизированной крепи 1М81Э
L
<>.14. Гидростойка механизированной крепи М130
полость через центральную трубку имеет преимущества сохра-
няя верхнее размещение гидромагистралей. Однако наличие
центральной трубки, особенно с недостаточным проходным се-
чением, при разгрузке стойки вызывает нежелательное явле-
ние гидроудара, что необходимо иметь в виду при конструиро-
вании гидростоек подобного типа.
Подвод жидкости в поршневую полость также осуществлен
жестким трубопроводом через головку штока и далее по вва-
ренной во внутрь штока трубке 8 на выход в цилиндр. Для
защиты выдвижной части штока к его головке приварен защит-
ный кожух 9, на котором смонтирован распределительный
блок 10.
В нижней части цилиндр 1 снабжен фланцем 11, к кото-
рому болтами прикреплен нижний кожух 12.
К дну цилиндра 13 прикреплен винт 14, на который навин-
чивается гайка 15, соединенная через шаровую опору с нижней
опорой 16. Вращением гайки осуществляется дополнительная
винтовая раздвижка гидростойки.
Гидростойка механизированной крепи Ml30 одинарной гид-
равлической раздвижности, поршневая, двустороннего действия.
Отличается наличием защитного кожуха на поршне и ориги-
нальным подводом жидкости через внутреннюю полость штока
в поршневую и штоковую полости.
Гидростойка (рис. 6.14) состоит из цилиндра 1, в котором
перемещается шток 2 с навинченным на него поршнем 3. К го-
ловке 4 штока 2 приварен кожух 5, закрывающий рабочую
поверхность штока при раздвижке гидростойки. Рабочая жид-
кость подводится через головку 4 штока: в поршневую по-
лость— с помощью центральной трубки 6, а в штоковую
полость— по кольцевому пространству А между центральной
188
6.15. Гидростойка механизиро-
ванной крепи М88 I и II типо-
размеров
трубкой 6 и штоком 2 че-
рез отверстие Б. Цилиндр
1 закрыт приваренной
крышкой 7, к которой
пальцем 8 крепится ша-
ровая пята, соединяюща-
яся с нижней опорой стой-
ки. Стоечный блок 9 дву-
мя трубками 10 соединен
через головку штока с
поршневой и штоковой
полостями гидростойки.
Головка 5 штока снаб-
жена пружиной, с помо-
щью которой гидростойка
закреплена в верхнем пе-
рекрытии крепи.
Направляется шток 2
втулкой 11, удерживае-
мой проволочным коль-
цом 12. Уплотняется пор-
шень тремя уплотнения-
ми 13 с защитными коль-
цами.
Гидростойка механи-
зированной крепи М 881
и II типоразмеров (рис.
6.15) двойной гидравличе-
ской раздвижности, дву-
стороннего действия, по-
стоянного сопротивления.
В цилиндре 1 первой ступени с приваренным донышком 2
перемещается поршень 3, являющийся одновременно цилин-
дром второй ступени. В нижней части к поршню 3 приварено
донышко 4, в котором смонтирован обратный шариковый кла-
пан 5. Внутри цилиндра второй ступени перемещается трубча-
тый шток 6 с поршнем.
Снизу отверстие в трубе штока 6 закрыто приваренной за-
глушкой 7, сверху — закрепленной проволочным кольцом 8
головкой 9 гидростойки.
На поршнях штоков первой и второй ступеней со стороны
поршневой полости закреплены по два уплотнения 10 и 11
с защитными кольцами 12 и 13, со стороны штоковой поло-
сти — по одному уплотнению 14 и 15 с защитными кольцами
16 и 17.
189
6.16. Гидростойка меха-
низированной крепи
«Донбасс»
Также по два уплотнения 18 и 19 с защитными кольцами
20 и 21 установлены во втулках 22 и 23, направляющих штоки
первой и второй ступеней.
Подвод жидкости в штоковую полость первой ступени осу-
ществляется с помощью жесткой приваренной трубки 24,
а в штоковую полость второй ступени — по каналу 25 в стенке
штока первой ступени.
Обратный клапан 5 устроен так, что вначале всегда выдви-
гается шток первой ступени. Когда его гидравлическая раз-
движность исчерпана, давлением рабочей жидкости открыва-
ется клапан 5 и происходит раздвижка второй ступени. При
посадке кровли обратный клапан 5 закрывается и происходит
опускание вначале выдвижной части первой ступени. В конце
ее хода толкатель 26 принудительно открывает клапан 5, при
этом начинает садиться выдвижная часть второй ступени.
190
Эта конструкция стойки наиболее современна и зарекомен-
довала себя в эксплуатации.
Гидростойка крепи «Донбасс» (рис. 6.16) двойной гидрав-
лической раздвижности, поршневая, двустороннего действия,
равного сопротивления, с встроенным обратным клапаном.
В цилиндре 1 первой ступени с приваренным донышком 2
перемещается выдвижная часть 3 первой ступени, одновре-
менно являющаяся цилиндром второй ступени, в котором пе-
ремещается выдвижная часть 4 второй ступени.
На поршнях выдвижных частей первой и второй ступеней
смонтировано по одному уплотнению 5 и 6 с защитными коль-
цами 7 и 8 со стороны поршневой полости и по одному уплот-
нению 9 и 10 с защитными кольцами 11 и 12 со стороны што-
ковой полости.
В приваренное донышко 13 выдвижной части первой сту-
пени вмонтирован обратный шариковый клапан 14, обеспечи-
вающий первоначальное выдвижение выдвижной части первой
ступени.
Выдвижные части первой и второй ступеней направляются
втулками 15 и 16 с вмонтированными в них уплотнениями 17
и 18 и чистильщиками 19 и 20. К верхнему концу выдвижной
части второй ступени прикреплена проволочным кольцом 21
головка 22 стойки со сферической опорной поверхностью.
Жидкость в штоковую полость первой ступени подводится
через патрубок 23 в верхней части цилиндра, а в штоковую по-
лость второй ступени—по каналу 24 в штоке выдвижной части
первой ступени.
6.4. Гидродомкраты механизированных
крепей
6.4.1. Общие сведения
Для передвижения секций механизированных крепей, секций
става рештаков забойного конвейера или базовой балки слу-
жат силовые гидравлические цилиндры, как правило, одинар-
ной гидравлической раздвижности, двустороннего действия,
с ходом передвижения от 40 до 1250 мм. Такие силовые ци-
линдры получили наименование гидродомкраты передвижения.
По способу подвода рабочей жидкости гидродомкраты пере-
движения делятся на три типа: с подводом жидкости через
цилиндр, с подводом жидкости через шток, с комбинированным
подводом жидкости через цилиндр и шток.
В целях унификации ОСТ 12.44.096—78 предписывает вы-
бирать основные параметры гидродомкратов передвижения
механизированных крепей (диаметры цилиндра и штока и ве-
личину хода) в соответствии с данными табл. 6.3.
191
Таблица 6.3
Основные параметры гидродомкратов передвижения механизированных
крепей по ОСТ 12.44.099—78
Тип гидродомкратов пере- движения Рабочий диаметр, мм Номинальный ход поршня, мм
цилиндра штока
С подводом рабочей жид- 60 40, 50 400, 500, 630, 800
кости через цилиндр 70 40, 50 400, 500, 630, 800
80 40, 50 400, 500, 630, 800
90 50, 63 (60) 400, 500, 630, 800
100 70, 63 (60) 400, 500, 630, 800
ПО 63 (60), 70 400, 500, 630, 800
125 63 (60), 70 400, 500, 630, 800
140 80, 90, 125 900, 1000, 1250
160 80, 90, 125 900, 1000, 1250
200 г— . —'
220 .— <-— —
С подводом рабочей 60 40, 50 400, 500, 630 , 800
жидкости через шток 70 40, 50 400, 500, 630, 800
80 40, 50 400 , 500 , 630 , 800
90 50, 63 (60)
100 * II
НО 63 (60), 70 400, 500, 630, 800
125 .— .— ——
140 900, 1000, 1250
160 .—
200 .— —
220 — — —
С комбинированным 80 40, 50 400, 500, 630, 800
подводом жидкости 90 50 , 63 (60)
100
ПО 400, 500, 630, 800
125 63 (60), 70 900, 1000, 1250
140
160
200 80, 90, 125
220
Рабочее давление для всех гидродомкратов передвижения
не должно превышать 320 кгс/см2.
6.4.2. Конструкция гидродомкратов
передвижения механизированных крепей
Гидродомкрат передвижения секций крепи 2М81Э (рис. 6.17)
состоит из цилиндра /, в котором перемещается поршень 2, за-
крепленный на штоке 3 гайкой 4. С правой стороны цилиндр 1
192
Таблица 6.4
Основные параметры гидродомкратов передвижения
механизированных крепей
Тип крепи и назна- чение гидродомкрата передвижения Рабочий диа- метр, мм Номинальное давление (кгс/см2) при передвижении Усилие передвиже- ния, тс Ход поршня, мм Масса, кг
цилин- дра штока крепи кон- вейера П П ш п
омктм 160 90 200 200 40,2 27,4 710 148
ОКП70 125 70 200 200 24,5X2 16,8X2 710 »—
МК 2М81Э: 130 85 200 200 65,0 11,5 675 113
крепи 160 80 160 — 32,0 24,0 630 163
конвейера Ml 30: 80 50 160 8,0 4,9 750 61
крепи 160 80 200 30X2 40X2 630 -—
конвейера МК97: 90 60 — 200 12,7 7,1 630 —
крепи 90 50 160 .— 10,0 7,0 800 150,4
конвейера 60 50 — 160 4,5 13,9 820 31,9
«Донбасс» 90 60 160 160 4,5 5,6 840 56,2
Ml 20 160 80 200 200 40X2 30X2 700 150
7/7J3"
6.17. Гидродомкрат передвижения секции крепи 2М81Э
13 Заказ № 305
193
6.18. Гидродомкрат передвижения става конвейера в механизированной
крепи 2М81Э
закрыт крышкой 5 со сферической опорой, закрепленной гай-
кой 6. С левой стороны в цилиндр вставлена грундбукса 7,
закрепленная гайкой S, направляющая шток 3. В поршне смон-
тированы два уплотнения 9, а в грундбуксе — уплотнение 10 и
чистильщик 11. Подвод рабочей жидкости в штоковую и порш-
невую полости осуществлен через цилиндр по патрубкам 12
и 13.
К цилиндру гидродомкрата прикреплен гидрозамок 14, за-
пирающий поршневую и штоковую полости, что предотвращает
случаи самопроизвольного перемещения штока.
Гидродомкрат передвижения става конвейера механизиро-
ванной крепи 2М81Э (рис. 6.18) состоит из цилиндра /, в ко-
тором перемещается поршень 2, соединенный со штоком 3
двумя гайками 4. Для направления штока в цилиндре имеется
грундбукса 5, закрепленная гайкой 6. На поршне штока смон-
тированы два манжетных уплотнения 7, а в грундбуксе — одно
194
6.19. Гидродомкрат передвижения крепи КМТ
уплотнение 8. К задней части цилиндра приварен хвостовик 9,
на котором установлен распределитель 10. Рабочая жидкость
в поршневую и штоковую полости подводится через цилиндр 1
по каналам 11 и 12. Особенностью конструкции этого гидро-
домкрата является то, что он устанавливается для передвиже-
ния става конвейера и не имеет связи с секциями крепи.
Гидродомкрат передвижения крепи КМТ (рис. 6.19) состоит
из цилиндра 1, в котором перемещается поршень 2, закреплен-
ный на штоке 3 проволочным кольцом 4.
В задней части к цилиндру приварена глухая крышка 5,
а в передней части проволочным кольцом 7 закреплена втулка
6, направляющая шток 3. Подвод жидкости в поршневую по-
лость осуществляется через шток по трубке 8, а в штоковую
полость — через шток по каналу 9 и далее через отверстие 10.
Поршень уплотняется манжетами 11 с защитными кольцами
12, шток 3 — уплотнением 13 с защитным кольцом 14 и чи-
стильщиком 15. Конструкция гидродомкрата передвижения
крепи КМТ наиболее современна.
Гидродомкрат передвижения крепи «Донбасс» (рис. 6.20).
Особенностью конструкции этого гидродомкрата является под-
вод рабочей жидкости через шток 1, в том числе в поршневую
полость — через вваренную в шток трубку 2, а в штоковую по-
лость— через каналы 3 и 4. В гидродомкрате предусмотрен
кожух 5, который закрывает поверхность штока при его вы-
движении из цилиндра 6.
Все остальные конструктивные элементы этого гидродом-
крата обычные.
Гидродомкрат передвижения комплекта крепи МК-98 со-
стоит (рис. 6.21) из цилиндра 1, в котором перемещается шток
2 с насаженным на него поршнем 3, закрепленным проволоч-
ным кольцом 4. Направляется шток 2 втулкой 5, удерживаемой
проволочным кольцом 6. На шток надета головка штока 7, со-
единенная с кожухом 8, защищающим рабочую поверхность
штока от повреждения обрушающимися кусками породы.
13* 195
6.20. Гидродомкрат передвижения крепи «Донбасс»
Рабочая жидкость в поршневую полость подводится через
шток по центральной трубке 9, а в поршневую полость — по ка-
налу 10 и отверстию 11. Остальные элементы конструкции
обычные.
6.5. Гидроцилиндры регулирования
положения шнековых исполнительных
органов комбайнов и прочие цилиндры
Особенностью работы гидроцилиндров, регулирующих по-
ложение шнековых исполнительных органов по мощности пла-
ста, является весьма динамичный характер их нагружения,
6.21. Гидродомкрат передвижения крепи МК-98
196
обусловленный характером внешних нагрузок и упругим сжа-
тием рабочей жидкости, обычно насыщенной воздухом.
В целях снижения возникающих динамических нагрузок по
рекомендации ИГД им. А. А. Скочинского предложено в кон-
струкцию гидроцилиндров регулирования положения исполни-
тельных органов встраивать амортизаторы, сглаживающие
возможные перемещения штока гидроцилиндра и этим снижа-
ющие возникновение на исполнительном органе возможных ди-
намических нагрузок.
Устройство такого гидроцилиндра с встроенным амортиза-
тором для регулирования положения шнеков комбайна 2К101
приведено на рис. 6.22.
197
752
6.22. Гидродомкрат с встроенным амортизатором для регулирования положения шнеков комбайна 2КЮ1
Zh-O
В цилиндре 1 перемещается шток 2 с закрепленным на нем
поршнем 3, удерживаемым гайкой 4. Слева цилиндр 1 закрыт
втулкой 5, удерживаемой проволочным кольцом 6 и направ-
ляющей шток 2. С правой стороны цилиндр закрыт приварен-
ной к нему крышкой 7. На крышке 7 закреплен резервуар 8
с рабочей жидкостью и воздухом. Шток 2 выполнен полым, и
в его полости расположен шток 9 амортизатора с поршнем 10,
клапанами 11, 12 и 13 и 14.
При возникновении динамических нагрузок и связанных
с этим перемещений штока за счет дополнительного гидравли-
ческого сопротивления перетеканию жидкости в клапанных
щелях поршня 10 амортизатора происходит затухание колеба-
ний штока 2 гидроцилиндра.
Все прочие гидроцилиндры, применяющиеся в горных маши-
нах, выполняются по обычным конструктивным схемам и не
имеют каких-либо конструктивных особенностей.
6.6. Расчет по прочности силовых
гидроцилиндров1
Силовые гидроцилиндры в горных машинах, включая и гид-
ростойки механизированных крепей одинарной и двойной раз-
движности, имеют три основных вида опирания их концов:
с шарнирным опиранием обоих концов (рис. 6.23 и 6.24);
с шарнирным опиранием обоих концов и упругим восстанови-
телем (амортизатором) втулочного типа (рис. 6.25 и 6.26);
с шарнирным опиранием обоих концов и упругим цилиндриче-
ским восстановителем (амортизатором), сжимаемым по торцу
(рис. 6.27 и 6.28).
Соответственно получается шесть расчетных схем, приведен-
ных на рис. 6.23—6.28.
Максимально действующая на гидроцилиндр сила Р опре-
деляется давлением срабатывания предохранительного клапана
и вследствие трения в опорах прикладывается эксцентрично.
На гидростойки с амортизаторами действуют поперечные
силы N и Т, возникающие при деформировании упругого вос-
становителя при передвижении секции крепи с подпором либо
вследствие смещения пород кровли и других факторов.
Расчет на прочность заключается в определении результи-
рующих напряжений и запасов прочности в принятых расчет-
ных сечениях цилиндров, штокрв, винтов и сравнении послед-
них с допустимыми.
1 Излагается методика расчета, разработанная институтом Гипроуглемаш
и принятая в угольном машиностроении (ОСТ 24.070 11).
199
6.23. Гидроцилиндр (гидростойка)
одинарной раздвижности с шарнир-
ным опиранием концов
6.24. Гидроцилиндр (гидростойка)
двойной раздвижности с шарнирным
опиранием концов
Результирующее (эквивалентное) напряжение сгэ.в (кгс/см2)
на внутренних (индекс «в») поверхностях стенок в цилиндрах
и штоках первой ступени раздвижности гидростоек двойной
раздвижности определяется по формуле
=/4- - °«)2+- °")2+- °“)2i * <6-43>
где oZB, otB и — составляющие напряжения от внешних на-
грузок и внутреннего давления рабочей жидкости.
Напряжения оэ. в определяются как со стороны сжатого, так
и растянутого слоя.
Составляющие напряжения в формулу подставляются со
своими знаками: растягивающее — с «+»,сжимающее — с «—».
Результирующее напряжение <тэ. н (кгс/см2) на наружных
(индекс «н») поверхностях цилиндров и штоков первой ступени
гидростоек двойной раздвижности определяется со стороны
сжатого слоя по формуле
°Э. Н = ^/Г<3гн “И ОгНО<Н 4“ °/н , (6.44)
200
Схема расчетная
6.25. Гидростойка одинарной раз-
движное™ с шарнирным опиранием
концов и упругим восстановителем
(амортизатором) втулочного тапа
6.26. Гидростойка двойной раздвиж-
ное™ с шарнирным опиранием концов
и упругим восстановителем (аморти-
затором) втулочного типа
6.28. Стойка двойной раздвижное™
с шарнирным опиранием обоих концов
и цилиндрическим упругим восстано-
вителем, сжимаемым по торцу
6.27. Гидростойка одинарной раз-
движное™ с шарнирным опиранием
концов и цилиндрическим упругим
восстановителем, сжимаемым по торцу
где Gzh и otn — составляющие напряжения от внешних нагрузок
и внутреннего давления.
Напряжения изгиба <тн (кгс/см2) в расчетных сечениях стоек
с наличием упругих восстановителей определяются по формуле
_______Р(/ + ₽-у)4-ЛГ(/-х)
°и °г__--------------------
(6.45)
где Р — продольная сжимающая сила, кгс; N — поперечная
сила на шарнирном верхнем конце стойки, кгс [сила 7V должна
подставляться в формулу (6.45) со своим знаком]; f — прогиб
шарнирного конца стойки, см; р — радиус трения в шарнирной
(верхней) опоре, см; у — прогиб в расчетном сечении, см; I —
общая длина стойки, см; х — координата расчетного сече-
ния, см; W— момент сопротивления расчетного сечения, см3.
Радиус трения р (см) в опоре стойки
Р = цЯ, (6.46)
где R — радиус сферической опоры (шарнира) стойки, см; р—
коэффициент трения. Для обработанных поверхностей р=О,Г5,
для необработанных: штампованных р=0,2 4-0,25, литых р=
=0,254-0,3.
Момент сопротивления W (см3) сечения:
наибольший (по внутренним волокнам сечения)
г-=то-« <6-47>
U, Оив
наименьший (по наружным волокнам сечения)
ГГн = -п4-. (6.48)
н 0,5dH v
где J — момент инерции сечения, см4; dB и — соответственно
внутренний и наружный диаметр сечения, см.
Момент инерции сечения
0,05(4-4)- (6.49)
Напряжение изгиба в расчетных сечениях стоек с шарнир-
ным опиранием концов определяется по формуле
си = аг = ^. (6.50)
Составляющие напряжения at (кгс/см2) в стенках цилиндра
от внутреннего давления рабочей жидкости определяются по
следующим формулам:
на внутренней поверхности стенок
ar=p~n-i °r = -P, (6.51)
ан ав
202
на наружной поверхности стенок
£
= в -2- ; аг = 0, (6.52)
da~ dB
где Р — давление рабочей жидкости, кгс/см2.
Результирующее напряжение для винтов стоек с гидровин-
товой раздвижностью и штоков второй ступени раздвижки
стоек двойной гидравлической раздвижности определяется по
формуле
'’э = °и + |’с, (6.53)
где ои — напряжение изгиба, определяемое для наружных во-
локон по формуле
_ Ру .
и— W ’
Ос — напряжение сжатия, кгс/см2, определяемое по формуле
= 4- (6.54)
Площадь F (см2) рассчитываемого сечения
F = 0,785 (6.55)
Запас прочности по пределу текучести
« = (6-56)
где от — предел текучести материала при растяжении, кгс/см2.
Рекомендуемые допустимые запасы прочности для цилин-
дров ШТОКОВ И ВИНТОВ Пд=1,2.
Наиболее трудоемким в расчете является определение про-
гибов стоек. Формулы для определения прогибов стоек под
нагрузкой выведены методом интегрирования дифференциаль-
ных уравнений упругих линий отдельных участков.
Величина прогиба в любом сечении стойки двойной раз-
движности с шарнирным опиранием обоих концов определя-
ется по уравнениям упругих линий участков:
yi = .AiCos&1xI + BIsin&iXi; (6.57)
у2 = А2 cos b2x2 + В2 sin b2x2; (6.58)
Уз = А3 cos b3x3 + В3 sin b3x?, (6.59)
где х — координаты до сечений в месте определения прогиба.
203
Произвольные постоянные интегрирования:
Ai = Pi; А2 = Р1^1л + ^1^1в + Т15 5
А3 = В\ dxb d2A + В2 d2B + ©з!
_дз-т3В2' ^в^з + Уз) .
В1“ £з ’ 2“ ^з + ^в ’
О _ Рз — -^зСзз
Координата, в которой упругая линия имеет экстремальное
значение, определяется уравнениями:
•X1=='4rarctg"^7; (6-60)
*2 = TTarctg4p (6-61)
хз = -]^атс^-^' (6-62)
Если полученное значение х находится в пределах длины
рассматриваемого участка (0<%i</i; li<x2<l2', 12<х3<13), то
наибольший прогиб определяется подстановкой соответствую-
щего значения х в уравнения (6.57) — (6.59).
Если полученное значение х выходит за пределы длины
участка, то наибольшие прогибы определяются на концах пер-
вого и второго участков подстановкой в уравнение значений
Xi = l и Х2=12, а у3 принимается равным у3-
Коэффициенты нагруженности:
». - «
6, - (6.64)
- /5^. (6.65)
где £=2,1 • 106 — модуль упругости, кгс/см2.
Промежуточные величины определяются по формулам:
</1А = СцС21 + 5ц521; d\B = kC2iSn —^"CnS2l;
^2Д — ^22^32 “h 5225з2 ;
d2B — £32*^22 —£22*^32 J
204
Лгд---С*22^32-----Оз2^22 \ ^2В = *^22*^32 Ч" ~j~ ,
„ ____ 71 е .
715 —-^-^21,
Ьз
V — 71 с .
7!С — 77С21>
„ _ 72 r .
7гс —-^ь32,
„ — 72 е .
725 — 7з 32’
03 = pxdiA d2A + 715^24 + 72$;
Р1Л1Д“71С .
%=-------£-----,
п\в
£3 — ?2С ~ 71$А2Л ~~~ ?ldlAh2A ,
^2В
6 = йхв; Z3 = -^33 dXBd2A \
т т _ ^33 j . ; _• рз —взСзз .
^3-$^2В, Уз------------------,
^з == + 1; Lz — + /3;
П2В П2В
Яъ + «3.
П2В
Угол перекоса между участками у (рад)
А
7=—, рад,
где А — зазор (максимальный) между цилиндром и поршнем
штока или гайкой и винтом, см; а — база заделки, см.
Тригонометрические величины:
== sinВ\1\; == cosВ\1\;
S21 = sin » ^21 == COS ;
S22 = sin b2l2; С22 = cos b2l2;
532 = sin 63/2; C32 = cos 63/2;
S33= sin 63^3» £33= cos 63/3,
где /i, Z2, h — расстояние от центра сферы опоры цилиндра
(шарнира) до концов участков, см.
Прогибы гидростоек и гидродомкратов одинарной раздвиж-
ности с шарнирным опиранием обоих концов ух и у2 опреде-
ляем из уравнений (6.57) и (6.58).
205
Произвольные постоянные интегрирования:
Д1 = р1; Дг = Д1^1д 4- 8\d\B 4-
5] ------=---= 4“ •
h!B + diB ~s^
Координаты Xi и х2, в которых упругая линия имеет экстре-
мальные значения, определяются из уравнений (6.60) и (6.61).
Если полученное значение х выходит за пределы длины
участка, то наибольший прогиб для первого и второго участ-
ков (z/2=z/i) определяется подстановкой в уравнения (6.57) и
(6.58) значения Х\=1\.
Коэффициенты нагруженности bi и 62 определяются из урав-
нений (6.63) и (6.64) и промежуточные величины d\B, d\A,
h\A, hiB, yis и Yic из ранее приведенных выражений, а
- ____п U „ . О, ____ ₽2 ₽IrflAC22 7!sC22
^2----Р1«1Д — Т1С, ’»2 = ----
S22
Тригонометрические величины 5ц, S21, S22, Cn, C2i, C22
определяются из приведенных выше уравнений; прогибы стоек
двойной раздвижности с шарнирным опиранием концов и упру-
гим восстановителем втулочного типа (см. рис. 6.26) — из урав-
нений упругих линий участков:
у0 = До cos biX0 + Во sin bixo + 8 A x0 4- k' ,3gl° ; (6.66)
у 1 = At cos btXt + Bt sin biXi — xt + *7 *1 (6.67)
y2 — A2 cos b2x2 + B2 sin b2x2 — ту *2 + 7Г; (6.68)
y3 = Д3 cos b3x3 + B3 sin b3x3 — x3 + . b2 (6.69)
Произвольные постоянных интегрирования
А -—О- R — Р I A1—g
До- р, 50--^ + —^—,
Д1 — До—= ^о + 4-Сю;
ь\ Ь1
= А\(1ха + B\d\B — Tis> ^2 — A\h\A “h + TicS
^3 = A2d2a + B2d2B — T2S J ^3= AJi2A “h ^2^2/? 4" T20
Коэффициенты нагруженности b\, b2 и b$ определяются из
уравнений (6.63), (6.64) и (6.65), промежуточные величины
206
d\Ai d>2A, diBi d2B, h\Ai hiB, h2A, Ь^в, Yis, Y2S, Yic>. Y2C— из при-
веденных выше уравнений.
Остальные промежуточные величины определяются из урав-
нений:
^43 = ^33^24 + *£33^24; ^43 = ^14^43 + ^ХА^ВЗ^
1вз = Сзз^ъв 4“ Ззз^гв , твз ~ ^ХВ^ВЗ 4" кхв^вз \
©3 = —^ЗЗТ2$ + *^ЗзТ2С 4" Рз ’» ^3 = ©3 — Т1$*43 4“ Т1С*ВЗ;
^3 = prB,3f (Pl — Л — Рз); ^3 = Г13 — Р^АЗ;
1*1*3
Сз — ^3 {С13тв3 — пгвз — Si0mA3 + mB3
н-
1з)
hl~ EJi ’
h~ Nz
112-Eh’
=
к 1=~тщ-+ 4тг (А + рз) ;
(/3 + рз);
кз = (Л + рз);
Тригонометрические выражения Sn, S21, S22, *$зз, Си, C2i,
С22, С32, С33 определяются из приведенных выше уравнений,
а величины 5ю и Сю — из уравнений:
•Sjq = sin ^jZq: С10 = cos^i/o-
При неизвестном р усилие Т упругого восстановителя амор-
тизатора находится из решения уравнения
TG3 + H3P + -^mB3 + L3 = O (6.70)
и характеристики упругого восстановителя амортизатора
Т’ = Ф(Р), (6.71)
где р — угол перекоса цилиндра стойки за счет деформации
упругого элемента амортизатора.
Промежуточная величина g=- Ej •
Прогибы стоек одинарной раздвижности с шарнирным опи-
ранием концов и упругим восстановителем втулочного типа
(см. рис. 6.25) у0, у\ и у3 определяются из уравнений (6.66),
(6.67) и (6.68), произвольные постоянных интегрирования Ло,
Ль Л2, Во, Вь В2 и коэффициенты нагруженности Ь\, Ь2 и про-
межуточные величины diA, hiA, yic, Yis определяются из ранее
207
приведенных уравнений. Остальные промежуточные величины
определяются из уравнений:
^42 = ^22^14 + S22k\A; Zfl2 = ^22^1В + S&hlB I
02= P2 —
C?2
EJ b2 (^10^B2 — ^B2 ~ ^10^42 + 1вй
я2
*B2
£/,^Z2
(Pl —/2 — P2);
Z2 — 02 — P1^42-
Тригонометрические величины Sio, Sn, 52i, 522, Сю, Си, C2i,
C22 определяются из уравнений, приведенных выше.
При неизвестном р усилие Т упругого восстановителя амор-
тизатора находится из решения уравнения
TG2 + H2P-L.lB2 + L2 = 0 (6.72)
и характеристики упругого восстановителя амортизатора
Г = ф(₽).
т
Промежуточная величина g= - •
Прогибы стоек двойной раздвижности с шарнирным опира-
нием концов и цилиндрическим упругим восстановителем (см.
рис. 6.28), сжимаемым по торцу, у\, у2 и уз определяются из
уравнений (6.67), (6.68) и (6.69), а прогибы уо — из уравнения
у0 = Л cos &iX0 + Воsin biX0 — х0 + . (6.73)
*i °i
Произвольные постоянных интегрирования А2, А3, В2, В3
определяются из уравнений, приведенных выше.
Остальные произвольные постоянные интегрирования:
Л = До - В1=ВО - 4-S10.
*1 °i
Коэффициенты нагруженности Ь2, Ь3 и промежуточные
величины diA, <Л2д, dis, d2B, h\A, h2A, h\B, h2B, yis, 42s, yic, угс
определяются из уравнений, приведенных выше.
208
Остальные промежуточные величины:
О3 = /Идз (— 510) — ^ю^лз!
(Pi — /з — Рз) + 'Чз — Р1тдз.
Тригонометрические величины Хю, Хц, Х21, 522, 532, S33, Сю,
Сц, C2i, С32, С33 определяются из уравнений, приведенных
выше.
При неизвестном 0 момент Afa упругого восстановителя
амортизатора находится из решения уравнения
J3Afa 4- /73Р + ± Ртвз = 0; (6.74)
и характеристики упругого восстановителя
Л4а = Ф(0). (6.75)
Промежуточная величина zn==-^-.
Определение прогибов стоек одинарной раздвижности
с шарнирным опиранием концов и упругим восстановителем ци-
линдрического типа (см. рис. 6.27) ведется по уравнениям
(6.67), (6.68) и (6.73).
Произвольные постоянные интегрирования определяются из
уравнений, приведенных выше.
Коэффициенты нагруженности Ь\, &2 определяются из урав-
нений (6.63) и (6.64).
Промежуточные величины d\A, d\B, hiA, h\B, yis, yic, а также
величины »Л2, i’b2 и 02 определяются из уравнений, приведенных
выше.
Остальные промежуточные величины:
О2 = 1В2 — $ю) — CiOlA2;
^2 = "б^' (Р1 — f2 — Р2) + ®2— Р1^А2-
Тригонометрические величины Х10, 5ц, 52i, Х22, Сю, Сц, С2Ь
С22 определяются из уравнений, приведенных выше.
При неизвестном 0 момент Л1а упругого восстановителя
амортизатора находится из решения уравнения
G2-Ma + H2P + ^-PiB2 = 0 (6.76)
и характеристики упругого восстановителя
М. = ф(0). (6.77)
Промежуточная величина
14 Заказ №303 209
Расчетная продольная сила Р, действующая на стойки, при-
нимается равной номинальному рабочему сопротивлению. При
работе гидростоек механизированных крепей в условиях труд-
нообрушающихся пород кровли расчетное усилие Р принима-
ется равным 1,25 от номинального рабочего сопротивления.
Если не задана величина перемещения f на верхнем конце
стойки с шарнирным опиранием и упругим восстановителем
амортизатора, следует угол перекоса цилиндра гидростойки
в упругом восстановителе принимать максимально возможным,
до жесткого упора цилиндра в элемент амортизатора.
Глава 7 УПЛОТНЕНИЯ, ГИДРОМАГИСТРАЛИ,
УСТРОЙСТВА ДЛЯ ОЧИСТКИ
РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ
И РЕЗЕРВУАРЫ (МАСЛОБАКИ)
7.1. Уплотнения
7.1.1. Общие сведения
Уплотнениями называются устройства, предназначенные для
герметизации щелей и сопрягаемых поверхностей.
Уплотнения являются важнейшими элементами гидроагре-
гатов, от эффективного и надежного функционирования кото-
рых в значительной мере зависит работа гидроагрегатов и гид-
ропривода в целом. Нарушение герметичности одного какого-
либо уплотнительного элемента может расстроить работу всей
системы гидропривода. Особенно большие требования к герме-
тичности и надежности уплотнительных элементов предъяв-
ляются в системе гидропривода механизированных крепей и
прежде всего в системах гидропривода гидравлических стоек,
где самое незначительное нарушение герметичности выводит
гидравлическую стойку из-под горного давления, создавая
опасность обрушения пород кровли.
Обычно все применяемые в системах гидропривода уплотне-
ния подразделяются по назначению на уплотнения: неподвиж-
ных поверхностей; подвижных поверхностей при относительных
возвратно-поступательных их перемещениях; подвижных по-
верхностей при относительном вращательном их перемещении.
Условия работы уплотнений в гидросистемах характеризу-
ются: свойствами рабочей жидкости, утечки и перетоки кото-
рой необходимо устранять; интервалом рабочих температур;
давлением; зазором между уплотняемыми поверхностями; их
геометрией и относительной скоростью перемещения, а также
требованиями к долговечности (ресурсу) и абсолютной вели-
чине допускаемых утечек.
Уплотнения, применяемые в системах гидропривода горных
машин, должны быть пригодны для работы с двумя типами ра-
бочих жидкостей: минеральных масел и водно-масляных
эмульсий на базе присадок ВНИИНП-117 и Аквол-3.
Рабочий интервал температур в системах гидропривода
горных машин благоприятен и находится обычно в пределах
+ 104-+ 70°C. Отсутствие в подавляющем большинстве шахт-
ных условий (кроме шахт в районе вечной мерзлоты) отрица-
тельных температур в значительной мере упрощает задачу
создания надежных уплотнений, однако следует учитывать, что
14*
211
в зимний период в процессе транспортирования горных машин
от завода-изготовителя до шахты все уплотнительные элементы
могут подвергаться воздействию температур до —40 °C.
Рабочее давление жидкости, утечки которой необходимо
предотвратить, находится обычно в пределах 100—320 кгс/см2.
Исключение составляют замкнутые гидросистемы стоек механи-
зированных крепей, где давление достигает 500 кгс/см2 и в бли-
жайшей перспективе будет 630 кгс/см2.
Уплотнения подвижных вращающихся поверхностей обычно
работают при давлении не более 20 кгс/см2.
Подавляющее большинство уплотнений изготовляется из
упругих материалов, и принцип их действия заключается в со-
здании начального давления на уплотняемых поверхностях,
контактируемых с уплотнительным элементом, с последующим
увеличением этого давления под воздействием давления рабо-
чей жидкости.
В общем виде давление на поверхности, конта ктируемой
с уплотнением, определяется уравнением
Рк = Ро + СРраб, (7.1)
где Рк — давление на поверхности, контактируемой с уплотне-
нием, кгс/см2; Ро — начальное давление на поверхности, кон-
тактируемой с уплотнением, кгс/см2; Ррае— давление рабочей
жидкости, кгс/см2; С—коэффициент, зависящий от особенно-
стей конструкции и свойств материала уплотнительного эле-
мента.
Для большинства резиносмесей значение С близко к еди-
нице. Минимальное значение давления Рк будет при Рраб=0
[см. уравнение (7.1)]. Из этого следует правило: все гидро-
агрегаты на герметичность должны испытываться на два дав-
ления— минимальное при давлении в пределах 0,2—0,4 кгс/см2;
максимальное при давлении АРраб, где k — коэффициент за-
паса, обычно й~1,25.
Работа эластичных уплотнений практически не зависит от
изменения вязкости рабочей жидкости.
7.1.2. Кольца резиновые уплотнительные
круглого сечения с защитными кольцами
по ОСТ 1244.019—77
Эти уплотнения являются основным видом уплотнений не-
подвижных и подвижных соединений, получивших наибольшее
распространение в системах гидропривода горных машин и ме-
ханизированных крепей. Их рекомендуется применять в систе-
мах при давлении до 630 кгс/см2 в неподвижных соединениях
и до 320 кгс/см2 в подвижных соединениях при скорости пере-
212
7.1. Схема устройства и работа
уплотнительного кольца круг-
лого сечения:
I — максимальный зазор между
уплотняемыми поверхностями, мм;
С — начальная ширина контактируе-
мой поверхности кольца, мм; Р —
величина рабочего давления жидко-
сти, кгс/см2
мещения до 0,5 м/с. Используемая рабочая жидкость — мине-
ральные масла и водно-масляные эмульсии.
Защитные кольца должны применяться в подвижных соеди-
нениях при давлении свыше 100 кгс/см2, а неподвижных соеди-
нениях при давлении свыше 200 кгс/см2.
Принципиальные схемы устройства и принципа действия
такого уплотнения приведены на рис. 7.1.
Важнейшими параметрами, определяющими работу такого
уплотнения, являются:
коэффициент начального обжатия поперечного сечения
уплотнительного кольца
Ап1п = -^г, '(7.2)
“m’n
где бщщ — минимальный начальный натяг уплотнительного
кольца с учетом допусков и биений канавки и уплотняемых по-
верхностей, мм; dmin — минимальный диаметр уплотнительного
кольца, мм;
минимальный начальный натяг уплотнительного кольца
с учетом допусков и биений канавки и уплотняемых поверх-
ностей
__л х л D\ -j- ADi — (DK — Д^к)
°mln — а ------------9-------------о
(7.3)
где d — номинальный диаметр поперечного сечения резинового
кольца, мм; Ad— допуск на диаметр d, мм; Di — диаметр од-
ной уплотняемой поверхности, мм; A£>i — допуск на диаметр
Di, мм; DK — диаметр дна канавки под уплотнительное
кольцо, мм; XDK— допуск на диаметр DK, мм; К — допустимое
биение дна канавки к поверхности D2, мм; XD2— допуск на
диаметр D2 второй уплотняемой поверхности, мм; Adi — умень-
шение диаметра поперечного сечения уплотнительного кольца
от посадки его с натягом в канавку, мм,
Ad] = du, (7.4)
«в + а
dB— внутренний диаметр резинового кольца, мм; AdB— допуск
на диаметр; р«0,5 — коэффициент Пуассона.
213
Экспериментально установлено, что минимальное значение
коэффициента начального обжатия поперечного сечения
Размеры по ОСТ 12.44.019—77 обеспечивают значения Лщщ
в пределах 0,1—0,3.
Величина зазора е между уплотняемыми поверхностями яв-
ляется решающим фактором, определяющим ресурс уплотне-
ния, особенно при использовании уплотнений в системах с дав-
лением рабочей жидкости свыше 50 кгс/см2 (табл. 7.1).
Таблица 7.1
Долговечность работы уплотнительного кольца
в зависимости от величины
зазора при давлении 240 кгс/см2
Зазор соединения, мм Ресурс работы уп- лотнения, условные циклы
подвижного неподвижного
0,03 0,05 10 000
0,06 0,1 5 000
0,1 0,2 500
При зазоре, превышающем допустимое значение, под дейст-
вием давления рабочей жидкости уплотнительное кольцо де-
формируется, вдавливаясь в зазор, при этом острая кромка бо-
ковой поверхности канавки, врезаясь в кольцо, вызывает его
разрушение (рис. 7.2). Это особенно проявляется при пульси-
рующем характере давления.
Для увеличения ресурса уплотнительного кольца и устране-
ния его вдавливания в зазор применяют защитные кольца 2,
изготовляемые из полимерных материалов цельными или раз-
резными, с косым стыком и внахлестку (рис. 7.3).
Под действием давления рабочей жидкости происходит де-
формация уплотнительного 1 и защитного 2 колец, при этом
защитное кольцо перекрывает зазор е и устраняет возможность
вдавливания уплотнительного кольца в зазор.
При одностороннем действии давления защитное кольцо
устанавливается со стороны, противоположной действию дав-
ления, при двустороннем действии давления устанавливаются
два защитных кольца по обе стороны уплотнительного кольца.
При величине зазора е<0,02 мм применение защитных ко-
лец нецелесообразно, независимо от давления рабочей жид-
кости.
Способы установки уплотнительных колец без защитных
приведены на рис. 7.4, а с защитными кольцами — на рис. 7.5.
214
a
7.3. Уплотнение с кольцом круглого сече
ния и защитным кольцом
7.2. Процесс разрушения уплотнительного кольца при вдавливании его в зазор:
а — исходное рабочее положение; б и в — стадии последовательного разрушений уплот-
нительного кольца
Величина перекрытия h должна быть не менее 1,5 мм для
уплотняемых диаметров до 40 мм, для диаметров свыше
40 мм — не менее 2,0 мм.
Предельные отклонения сопрягаемых диаметров должны
выбираться по данным, приведенным в табл. 7.2.
Конструкция канавки под уплотнительные кольца круглого
сечения с требованиями к чистоте рабочих поверхностей при-
ведены на рис. 7.6.
7.5. Способ установки уплотнительных
колец круглого сечения с защитными
кольцами:
1 — защитное кольцо, 2 — уплотнительное
кольцо
7.4. Способы установки уплотнительных колец круглого сечения без защитных
колец
215
Лоддижное Неподвижное
соединение соединение
Рабочая поверхность
Р0,05-0,1
полировать
7.6. Конструкция канавок при при-
менении уплотнительных колец
круглого сечения:
D — диаметр цилиндра, d — диаметр
штока; dK и DK — диаметры дна ка-
навки, b — ширина канавки
Уплотнение цилиндра Уплотнение штона
В отдельных -случаях при неподвижных соединениях и пуль-
сирующем давлении рабочей жидкости стремятся увеличить ко-
Та б л и ц а 7.2
Предельные отклонения диаметров сопрягаемых деталей
по ОСТ 12.44.019—77
216
7.7. Канавки под уплотнительные
кольца при неподвижных соедине
ниях с наклонной стенкой:
D — диаметр цилиндра; d — диаметр
штока, dK и DK — диаметры дна ка-
навки, b — ширина канавки
эффициент контактирования, выполняя одну сторону канавки
под уплотнительное кольцо наклонной под углом 45° (рис. 7.7).
При этом значение коэффициента контактирования В =
=4=1,2.
а *
В особенно ответственных случаях для повышения надежно-
сти рекомендуется последовательно устанавливать два уплот-
нительных кольца.
В практике угольного машиностроения для изготовления
уплотнительных и защитных колец применяют следующие ма-
териалы. Для уплотнительных колец круглого сечения исполь-
зуют резиносмесь КР-360-3 по ТУ 38-105146—70 при давлениях
до 630 кгс/см2, интервале рабочих температур от t=—15°С до
+ 70 °C для нефтяных масел и водно-масляных эмульсий и ре-
эиносмесь В-14-1 по ТУ 38.005.204—71 при давлениях до
320 кгс/см2, интервале рабочих температур от t=—60 °C до
+ 100 °C для нефтяных масел. Для защитных разрезных колец
используют полиамид 610 литьевой по ГОСТ 10589—73 или
капролон В по ТУ 6-05-988—73 для неразрезных колец — фто-
ропласт 4 марки Т-1 по ТУ 6-05-810—71 или ленту из фторо-
пласта 4 прокладочную по ГОСТ 18999—73.
Физико-механические свойства резиносмесей
КР-360-3 В-14-1
Предел прочности при разрыве, кгс/см2,
не менее................................... 125 120
Относительное удлинение при разрыве, %,
не менее................................... 250 140
Относительное остаточное удлинение после
разрыва, %, не более........................ 25 8
Температура хрупкости при заморажива-
нии, °C, не выше........................... —15 —50
Изменение массы при испытании на набу-
хание в смеси из 75 % бензина «Калоша»
по ГОСТ 443—76 и 25 % бензина по
ГОСТ 8448—78 (по массе) в течение 24 ч
при температуре 20±5°С, %, не более. . 15 35
Коэффициент старения по относительному
удлинению за 144 ч при температуре 70 °C,
не менее.............................................. 0,6
Истираемость (по шкурке), см3/кВт-ч, не
более...................................... 575 600
217
К P-360-3
В-14-1
Относительная остаточная деформация при
постоянной величине сжатия в воздухе в те-
чение 24 ч при температуре 100°C, %,
не более................................ — 50
Твердость, условные единицы............. 75—85 75—85
Физико-механические свойства полиамида 610 и капролона
В приведены в табл. 7.3.
Монтаж резиновых уплотнительных колец должен произво-
диться внимательно и осторожно, без скручиваний, перекосов и
механических повреждений поверхностей уплотнительных
колец.
Перед монтажом сопрягаемые поверхности рекомендуется
смазывать смазкой ЦИАТИМ 221 по ГОСТ 9433—60, инертной
к материалу колец и рабочим жидкостям.
При применении уплотнительных колец круглого сечения
большое внимание при конструировании должно быть уделено
вопросу устранения их повреждений .при монтаже. Для этого
на деталях необходимо выполнять входные фаски под углом
15°, скруглять поверхности сопряжений радиусом /?1 +1 и вы-
держивать чистоту поверхности на входных фасках 1,25 мкм
(рис. 7.8).
Особенно часто уплотнительные кольца срезаются в про-
цессе монтажа при пересечении отверстий с острыми кром-
ками. В этом случае рекомендуется в местах размещения от-
верстий выполнять кольцевые проточки с входными фасками
(см. рис. 7.8,в), предотвращающими срезание уплотнительного
кольца при монтаже. Когда кольцевые проточки невозможно
выполнить, рекомендуется тщательно скруглить радиусом до
0,5 мм острые кромки в месте выхода отверстия.
Монтаж защитных колец разрезных не представляет особой
сложности. Необходимо только следить, чтобы концы разрез-
ного кольца были уложены аккуратно, без нахлестки основных
поверхностей друг на друга.
7.8. Способы устранения повреждений уплотнительных колец:
а — в наружной канавке; б — во внутренней , канавке;. в — при пересечении отверстий
218
Таблица 7.3
Физико-механические свойства материалов, применяемых
для изготовления защитных колец
Показатели Полиамид 610 литьевой Полиамид В блочный
Норма Стандарт на метод испытаний Норма Стандарт на метод испытаний
Внешний вид Гранулы белого цвета размером 3—3,5 мм без частиц окисленной смо- лы, гранулы желтого цвета размером 3—5 мм ГОСТ 10589—73 Блок от белого до крас- ного цвета, без прожи- лок в мономере. Допу- скается наличие пор размером не более 1 мм в количестве не более 10 шт на 10 см2 ТУ 6-05-988—78
Содержание воды 0,2 ГОСТ 11736—78 ГОСТ 10583—76 — —
Температура плавления, °C 215—221 ГОСТ 18995.4—73 ГОСТ 10589—73 — —
Число вязкости, мл/г 130—190 ГОСТ 11034—71 ГОСТ 10589—73 2260 ГОСТ 11034—71 ТУ 05-988—73
Изгибающее напряжение, кгс/см2, не менее 450 ГОСТ 4648—71 ГОСТ 10589—73 800 ГОСТ 4648—71 ТУ 6-05-988—73
Ударная вязкость, кгс-с/см2, не менее на образцах:
с надрезом 5 ГОСТ 4647—69 4 ГОСТ 4647—69
без надреза 100 ГОСТ 10589—73 100 ТУ 6-05-988—73
Неразрезные кольца, обычно изготовляемые из фторопласта,
монтируют в наружные канавки с помощью конусной оправки
(рис. 7.9, а) с последующей осадкой колец конусной втулкой
(рис. 7.9, б) и применением двух стальных полуколец
(рис. 7.9,в). При этом защитные кольца 1 и стальные полу-
кольца 2 устанавливают в канавки поршня и на «их надвигают
осаживающую втулку 3 (рис. 7.9, г).
После этого полукольца 2 снимаются и вместо них монти-
руют резиновое уплотнительное кольцо.
Технология и контроль качества изготовления уплотнитель-
ных колец круглого сечения. Для получения качественных
уплотнительных колец рекомендуется применять многоместную
плавающую прессформу, конструкция которой приведена на
рис. 7.10.
Многоместная прессформа состоит из верхней 1 и нижней
2 плит, в отверстия которых с диаметральным зазором 0,5 мм
вставлены корпуса одноместных прессформ, состоящих из двух
половин 3 и 4, удерживаемых пружинными кольцами 5. Цен-
трирование верхней 1 и нижней 2 плит осуществляется тремя
центрирующими корпусами 6 и 7. При такой конструкции все
корпуса прессформ выполнены «плавающими».
Каждая одноместная прессформа имеет угол разъема 45°,
что выводит облой с рабочей поверхности уплотнительного
кольца на плоскость разъема Г.
При расчете оформляющих полостей усадка резиносмеси
КР-360-3 принимается равной 1,9%, а резиносмеси В-14-1 —
1,5 %. Средний диаметр Dcp в прессформе должен быть больше
среднего диаметра уплотнительного кольца на величину
усадки. Диаметр сечения полости d принимается по диаметру
кольца и увеличивается на 0,03 мм.
Основные размеры прессформы выдерживаются по 3 классу
точности.
Материал прессформ — сталь марки 45 с закалкой до твер-
дости HRC=38-r-42. Рабочая поверхность полости в пресс-
форме подвергается хромированию (ХТВ24) при толщине слоя
хрома 0,020—0,024 мм с последующей полировкой до чистоты
0,32 мкм.
Облой, остающийся на уплотнительных кольцах, после прес-
сования и вулканизации должен быть тщательно удален.
Категорически запрещается удалять облой
путем обрезывания его ножницами или каким-
либо лезвием, так как при этом почти неизбежно повреж-
дение уплотнительного кольца.
Облой рекомендуют удалять на настольном токарном станке
с помощью оселка, при удержании уплотнительного кольца
в специальных оправках, закрепленных в шпинделе станка
(рис. 7.11).
220
7.9. Оправки и полукольца для монтажа неразрезных защитных колец:
а — оправка для монтажа защитного кольца в наружную канавку; б — Втулка для оса-
живания защитного кольца после монтажа; в — полукольца, г — способ осаживания
7.10. Типовая конструкция многоместной прессформы для уплотнительных
колец круглого сечения
221
7.11. Оправки для удаления облоя на
уплотнительных кольцах круглого се-
чения:
а — на наружном диаметре, б — на внут-
реннем диаметре
7.12. Предельные калибры для кон-
троля внутреннего диаметра уплотни-
тельного кольца
7.13. Калибры для комплексной про-
верки размеров уплотнительного
кольца:
а — калибр с эталонной канавкой, б — про-
ходное и непроходное кольца-калибры
222
7.14. Уплотнительное кольцо и кон-
трольный размер для комплексною
контроля уплотнительного кольца и
канавки:
di — внутренний диаметр уплотнительного
кольца, dz — диаметр сечения уплотни-
тельного кольца, b — толщина уплотни-
тельного кольца после посадки его в ка-
навку, dK — контрольный размер
Важнейшим обстоятельством, обеспечивающим качество
уплотнительных колец, является обязательный контроль с по-
мощью предельных калибров как размеров собственно кольца,
так и получающегося натяга с учетом размеров уплотнитель-
ного кольца и канавки в детали.
Следует предупредить о распространении ошибочного пред-
ставления, что в случае правильного исполнения размеров
прессформы нет необходимости контролировать размеры
уплотнительных колец. Практика показала, что такое утверж-
дение является ошибочным, приводящим к установке в узлы
гидропривода до 30 % бракованных уплотнительных колец,
имеющих недопустимые отклонения от заданных чертежом
размеров. Это объясняется колебанием величин усадки рези-
носмеси и тем, что процесс полимеризации уплотнительных ко-
лец протекает неравномерно и продолжается еще и после
удаления их из прессформы.
Внутренний диаметр уплотнительного кольца должен кон-
тролироваться предельным калибром (рис. 7.12). Комплексная
проверка уплотнительного кольца (контроль внутреннего и на-
ружного диаметров и диаметра поперечного сечения) осущест-
вляется калибром по установке уплотнительного кольца в эта-
лонную канавку с натягом и двумя контрольными кольцами-
калибрами: проходным и непроходным (рис. 7.13).
При посадке уплотнительного кольца в наружную канавку
диаметром dK рекомендуется на чертеже проставить размер
dj который должен проверяться калибром (рис. 7.14).
Контрольный комплексный размер dj рекомендуется опре-
делять по следующим зависимостям:
rf>min = dKmin + 26min; (7-5)
^tnm = (7.6)
где
£i = у——0,21 — для колец с диаметром
сечения до 4 мм, (7.7)
ki=y —0,31 — для колец с диаметром
сечения свыше 4.мм; (7.8)
223
— ^ктах + 2&max ’
^max = ^2^2max,
(7.9)
(7.Ю)
где
= j/ — 0,21 — для колец с диаметром
сечения до 4 мм, (7.11)
£2 = j/"— 0,31 — для колец с диаметром
сечения свыше 4 мм; (7.12)
d = ^Kmax ^2max
^max 4" ^2max
(7.13)
7.1.3. Манжеты резиновые с защитными
кольцами для гидравлических устройств
по ОСТ 12.44.022—77
Манжеты резиновые уменьшенного сечения и малогабарит-
ные предназначены для уплотнений штоков, плунжеров и пор-
шней силовых гидроцилиндров (гидравлических стоек, домкра-
тов передвижения и горных машин и других силовых гидроци-
линдров), работающих при возвратно-поступательном движе-
нии с рабочими жидкостями типа минеральных масел и водно-
масляных эмульсий.
Типы манжет и условия их применения приведены
в табл. 7.4.
Таблица 7.4
Типы манжет и условия их применения
Тип манжет по ОСТ 12.44.022—77 Давление (кгс/см2, не бо- лее) для резиносмесей Скорость дви- жения штока м/с, не более
КР-360-3 В-14-1
Уменьшенного сечения по ГОСТ 14896—74 Уменьшенного сечения по ГОСТ 14896—74 с защитным 200 100 0,5
кольцом 320 320 0,5
Малогабаритная (м) с защитным 630 320 0,05
кольцом 630 320 0,05
224
R0>5±02
RO,8+02
R0,5±02
a R0,Z ±0,1
+i
"R0,8+02
7.15. Сечения /—V типоразмеров манжет уменьшенного сечения по
ГОСТ 14896—74 и VI— малогабаритной манжеты по ОСТ 12 44 022—77
Для цилиндров всех диаметров от 12 до 400 мм предусмот-
рено пять различных сечений манжет уменьшенного сечения
и одно сечение малогабаритной манжеты для цилиндров диа-
метром от 63 до 200 мм (рис. 7.15).
Конструкция защитных разрезных колец типов КП для
поршня и КШ для штока приведена на рис. 7.16.
Защитные кольца изготовляются из полиамида 610 литье-
вого по ГОСТ 10589—73 методом литья под давлением или из
капролона В по ТУ 6-05-988—73 методом механической обра-
ботки заготовки.
Конструкция канавки под манжеты уменьшенного сечения
без защитных колец приведена на рис. 7.17 и с защитными
кольцами — на рис. 7.18.
15 Заказ № 305
225
7.16. Конструкция защитных разрезных колец типов КП и КШ
7.17. Конструкция канавки под манжету уменьшенного сечения:
d и D — диаметры штока и цилиндра; dK — без защитного кольца; DK — диаметры дна
канавки штока и цилиндра; h — ширина канавки
7.18. Конструкция канавки под манжету уменьшенного сечения:
d и D — диаметры штока и цилиндра; dK и DK — с защитным кольцом диаметры дна
канавки штока и цилиндра, h — ширина канавки
7.20. Монтаж защитных колец с по-
мощью оправок-
Пв и DH — внутренний и наружный диа-
метры защитных колец поршня, dH и —
наружный и внутренний диаметры защит-
ных колец штока
7.19. Монтаж манжетных уплотнений с помощью оправок
При применении манжетных уплотнений рекомендуется вы-
держивать сопрягаемые диаметры цилиндра и поршня, штока
и втулки со следующими допусками:
Диаметр, мм-
цилиндра (поршня)
штока (втулки) . . .
Рекомендуемые допуски
12—80 85-180 20Э—400
4—80 90—180 200-375
А3/Х3 А3/Х3 A3/D
Манжеты для уплотнений цилиндров диаметром менее 32 мм
и штоков диаметром менее 18 мм требуют осевого монтажа.
Стальные трущиеся поверхности, сопрягаемые с манжетами,
должны иметь твердость не менее HRC^45. Поверхность што-
ков, контактирующая с манжетами, должна иметь антикорро-
зионное износостойкое покрытие, соответствующее группе усло-
вий эксплуатации ОЖ1 по ГОСТ 15150—69.
В практике угольного машиностроения рекомендуются сле-
дующие антикоррозионные покрытия штоков гидростоек, гидро-
домкратов и прочих гидроцилиндров: хромовое толщиной 48 мкм
из стандартного электролита и из электролита с добавкой кад-
мия, а также бронзовое той же толщины из цианистого электро-
лита.
Для облегчения монтажа манжетных уплотнений и защит-
ных колец рекомендуется применять оправки, как это указано
на рис. 7.19 и 7.20. Наличие косого разреза существенно облег-
чает монтаж защитных колец. Перед монтажом для уменьше-
ния трения резины о металл манжеты и трущиеся поверхности
15*
227
Для штока
Лнтисррикиионный
Для поршня
Лн/пшррикрионньД
Для штока Для поршня
Радиальная сборка Радиальная сборка
Днтшррикиионнь/й
Лн/пифрикционньш
/ — при давлении рабочей жидкости до 100 кгс/см2, // — при давлении рабочей жидкости
до 200 кгс/см2 и скорости до 0,5 м/с; III — при давлении рабочей жидкости до 630 кгс/см2
и скорости до 0,05 м/с; IV — при давлении рабочей жидкости 630 кгс/см2
рекомендуется смазывать смазкой ЦИАТИМ 221 по
ГОСТ 9433—60.
Особенно внимательно и аккуратно должен осуществляться
монтаж манжетных уплотнений диаметром свыше 140 мм, так
как в процессе монтажа может происходить их выворачивание.
При’ работе манжетных уплотнений с небольшими давле-
ниями рабочей жидкости (до 10 кгс/см2) рекомендуется для
повышения герметичности после манжеты устанавливать кольцо
круглого сечения.
Для повышения надежности при давлениях свыше 320 кгс/см2
в гидравлических стойках механизированных крепей рекомен-
дуется устанавливать последовательно два манжетных уплотне-
ния с защитными кольцами.
Примеры монтажа уплотнений поршня и штока приведены
на рис. 7.21.
7.1.4. Чистильщики резинопластмассовые
для гидравлических цилиндров
по ОСТ 12.44.009—77
Чистильщики (рис. 7.22) предназначены для предотвраще-
ния попадания грязи внутрь гидравлических цилиндров при
движении штоков в условиях сильно запыленной и влажной
среды. Чистильщик состоит из резиновой манжеты /, из резино-
смеси КР-360-3 по ТУ 38-105146—70 или В-14-1 по
ТУ 38.005.204—71 и пластмассового кольца 2, изготовляемого из
полиамида 610 литьевого методом литья под давлением или из
капролона В по ТУ 6-05-988—73 методом механической обра-
ботки заготовок.
228
7.22. Чистильщик
Шток
7.23. Примеры монтажа чистильщиков
Чистильщики изготовляются двух типов: I—основной, соот-
ветствующий по размерам манжетам уменьшенного сечения по
ГОСТ 14896—74; II — малогабаритный, соответствующий по
размерам малогабаритным манжетам по ОСТ 12.44.022—77.
Тип II чистильщика применяется в основном для штоков гид-
равлических стоек двойной гидравлической раздвижности.
Условия применения чистильщиков в зависимости от модели
и материала манжеты приведены в табл. 7.5.
Таблица 75
Условия применения чистильщиков
Тип чистильщика Скорость дви- жения штока, м/с, не более Условия применения чистильщиков при изготовлении ман- жеты из резиносмесей
КР-360-3 В-14-1
I — ОСНОВНОЙ П — малогаба- ритный 0,5 0,05 Для цилиндров, работаю- щих в подземных усло- виях, при температуре деталей от —15 до +70 °C Для цилиндров, рабо- тающих на поверхно- сти, при температуре деталей от —50 до +70 °C
Примеры монтажа чистильщиков приведены на рис. 7.23.
Чистильщики для штоков диаметром менее 36 мм рекомен-
дуется монтировать в открытых проточках (осевая сборка) с за-
креплением гайкой (рис. 7.23,6) или пружинным кольцом
(рис. 7.23, в). При диаметрах более 36 мм чистильщик монти-
руется в закрытых канавках (рис. 7.23, а).
229
7.24. Манжета двусторонняя
для гидравлических стоек ме-
ханизированных крепей
7.1.5. Манжеты двусторонние
для гидравлических стоек
механизированных крепей
Институтом Гипроуглемаш разработана новая оригинальная
конструкция двустороннего уплотнения с защитными кольцами
для гидравлических стоек механизированных крепей и других
весьма ответственных гидроцилиндров. Уплотнение состоит из
двусторонней симметричной резиновой манжеты 1 (рис. 7.24) из
резиносмеси КР-360-3 и двух разрезных (ширина разреза
0,4 мм) защитных пластмассовых колец 2 из полиамида
610 литьевого. Манжета монтируется с помощью оправки в ка-
навку на поршне штока 3, куда затем с обеих сторон устанав-
ливаются защитные кольца 2. Такое манжетное уплотнение
обеспечивает двустороннее уплотнение поршня, что в целом
упрощает конструкцию уплотнительного узла гидростойки.
Латунные центрирующие пояски 4 наплавляются на поршень
из латуни АК-62-05 по ГОСТ 16130—72 и выполняются так, что
они непосредственно прилегают с обеих сторон к уплотнению.
Промышленные и стендовые испытания показали, что ресурс
такой конструкции уплотнительного узла гидростойки увеличи-
вается примерно в 2 раза по сравнению с манжетами с защит-
ными кольцами по ОСТ 12.44.022—77. В настоящее время
ведутся дальнейшие расширенные промышленные испытания
такого типа уплотнений. Серийное производство их намечается
с 1981 г.
7.1.6. Уплотнения стыков соединения корпусов
и крышек гидроагрегатов и резервуаров
для рабочей жидкости
Все внутренние картеры гидроагрегатов и резервуары для
рабочей жидкости должны быть герметизированы. Стыки соеди-
нений гидроагрегатов и резервуаров уплотняют:
прокладками из листового паронита по ГОСТ 481—71 толщи-
ной 1—2 мм. Такое уплотнение применяется при относительно
230
7.25. Уплотнения привалочных поверхностей кар-
тера с помощью резинового шнура круглого
сечения
7.26. Уплотнительная шайба для болтового соеди-
нения:
а — в свободном состоянии 1 — уплотнительное резиновое
кольцо, 2 — стальное кольцо, б — в сжатом состоянии
больших плоских стыкующихся поверхностях разъема резер-
вуаров и редукторов, если в процессе эксплуатации они не под-
вергаются систематическим разборкам. Для горношахтного
оборудования, как показал опыт эксплуатации, применение та-
кого уплотнения нерационально, так как при разборке оно легко
повреждается, а заменить его в шахтных условиях затрудни-
тельно;
круглым резиновым кольцом 1 или резиновым шнуром 2 диа-
метром 6 мм (рис. 7.25). В этом случае на одной из привалоч-
ных поверхностей фрезеруют пальцевой или дисковой фрезой
канавку прямоугольного сечения шириной 8+0,9 мм и глубиной
4,2+0,5 мм, скругляя острые углы в местах пересечения канавок.
Шнур укладывают в профрезерованную канавку на клей № 88Н
по ТУ 38-105-1061—76. Существенным недостатком этого уплот-
нения является необходимость фрезерования канавки под шнур,
что конструктивно не всегда удается осуществить;
прокладкой из листовой технической маслостойкой резины
толщиной 3 мм по ГОСТ 7338—77, которую клеем № 88Н при-
клеивают к одной из привалочных поверхностей.
Зачастую необходимо устранить течь рабочей жидкости
через болтовое соединение, что достигается установкой уплотни-
тельных шайб (рис. 7.2(р, которые легко монтируются и доста-
точно надежны в эксплуатации.
231
7.27. Манжеты резиновые армирован-
ные для валов горных машин.
а — однокромочные, б — однокромочные
с пыльником 1 — манжета, 2 — кольцо
армировки, 3 — пружина
7.1.7. Манжеты резиновые армированные
с пружиной по ОСТ 12.44.011—75
(ограничение ГОСТ 8752—70)
Манжеты резиновые предназначены для уплотнения валов
механизмов горных машин, работающих в среде минеральных
масел и консистентных смазок в условиях сильно запыленной и
влажной среды.
Материал для изготовления манжет: резиносмесь КР-358
по ТУ 38-105146—70 и резиносмесь ИРП-1314 по
ТУ 38-105628—73.
Манжеты изготовляются двух типов: однокромочные
(рис. 7.27, а) и однокромочные с пыльником (рис. 7.27,6). Об-
ласть применения резиновых армированных манжет с пружиной
приведена в табл. 7.6.
Таблица 76
Рекомендуемая область применения резиновых армированных манжет
с пружиной
Манжета Окружная скорость, м/с, не более Температура (°C) при работе Избыточное давление, кгс/см, не более
Тип Материал длительной не более 2 ч
Однокромочная КР-358 10 От -30 до +120 + 140 0,5
ИРП-1314 20 От —45 до +150 *— 0,5
Однокромочная КР-358 5 От -30 до +120 + 140 0,5
с пыльником ИРП-1314 10 От —45 до +150 1— 0,5
Физико-механические свойства резиносмесей, применяю-
щихся для изготовления армированных манжет, приведены
в табл. 7.7.
232
7.28. Рекомендуемая конструкция с манжетным уплотнением
Таблица 77
Физико-механические свойства резиносмесей КР-358 и ИРП-1314
Показатели Тип резиносмеси Стандарт на метод испытаний
КР-358 ИРП-1314
Предел прочности при разрыве, 85 200 ГОСТ 270—75
кгс/см2, не менее Относительное удлинение при 280 90 ГОСТ 270—75
разрыве, %, не менее Относительное остаточное уд- 15 10 ГОСТ 270—75
линение после разрыва, %, не более Твердость по прибору ТИР, 72+8 76-86 ГОСТ 263—75
условные единицы Коэффициент изменения отно- сительного удлинения после воздействия масла цилиндро- вого 11 (ОСТ 38—0185—75): в течение 24 ч при 140 °C в течние 144 ч при 130 °C Изменение массы при испыта- нии на набухание в течение 24 ч при температуре 20 ±5 °C в объемной смеси из 75 % бен- зина (ГОСТ 443—76) и 25% бензина (ГОСТ 8448—78), %, не более 0,6 -И5 0,7 +3 с дополнением по ГОСТ 9833—73
Типовая конструкция манжетного уплотнения показана на
рис. 7.28.
Для предохранения манжеты от выворачивания при пере-
паде давления рекомендуется применять конусные упорные
-кольца /, а также легкосменную втулку 2, предохраняющую вал
233
7.29. Рекомендуемые способы монтажа армированных манжет
от износа в месте контактирования с уплотняющей кромкой
манжеты.
Требования к сопряженным деталям приведены в табл. 7.8.
Таблица 7.8
Требования к деталям, сопрягающимся с армированной манжетой
Показатели Уплотняемый диаметр Отверстие посадочное под манжету
Класс чистоты поверхности по ГОСТ 2789—73, мкм 0,32 Поли- ровать 2,5
Класс точности с3 А3
Предельное радиальное биение (мм) при частоте вращения вала, об/мин:
до 500 0,2 —
свыше 500 до 1500 0,15 .—
свыше 1500 до 4000 0,08 •—
Несоосность посадочного отверстия относительно оси вала (мм, не более) при диаметрах посадоч- ного отверстия, мм:
до 80 — 0,12
свыше 80 до 150 .— 0,15
свыше 150 до 360 .— 0,20
свыше 360 до 500 •— 0,25
При сборке узла уплотнения все свободные полости должны
быть заполнены, а поверхность трения обильно смазана смаз-
кой 1—13 жировой по ГОСТ 1631—61. При работе в запылен-
ной среде перед манжетным уплотнением рекомендуется уста-
навливать лабиринтные пылезащитные уплотнения, отражатель-
ные кольца и др.
Для предохранения манжеты от повреждения при монтаже
следует использовать оправки (рис. 7.29).
234
7.30. Уплотнение торцовое
7.1.8. Уплотнения торцовые
Торцовые уплотнения (РТМ 12.44.014—71) (рис. 7.30) при-
меняются для уплотнений вращающихся выходных концов ва-
лов диаметром от 80 до 380 мм горных машин, работающих
в наиболее тяжелых условиях по запыленности и влажности
шахтной атмосферы. Они могут использоваться при окружных
скоростях в элементах контактирования не более 2 м/с, при тем-
пературе от —30 до +70°C.
Собственно уплотнение (см. рис. 7.30, а) состоит из двух
одинаковых уплотнительных металлических колец 1 и 2, с по-
мощью резиновых колец 3 монтируемых в конических расточ-
ках неподвижного стакана 4 и вращающейся втулки 5, закреп-
ленной на выходном валу 6. Резиновые кольца 3 монтируются
с натягом и создают осевые усилия, прижимающие металличе-
ские уплотнительные кольца 1 и 2 друг к другу. Металлические
уплотнительные кольца изготовляются либо из износостойкого
чугуна марки ИЧ 280 Х12 ГЗМ, либо из стали марки 35 с напы-
лением на торцовую контактирующую поверхность твердого
сплава марки В К 20М по ГОСТ 3882—74 или керамики КП1 на
основе окиси алюминия.
235
Твердость поверхности А в месте контакта — HRC^60.
К контактирующей поверхности А уплотнительного кольца
предъявляются следующие требования:
чистота поверхности должна составлять 0,08 мкм, неплоско-
стность — не более 3 мкм; конфигурация торцовой поверхности
уплотнительного кольца 1 и 2 (см. рис. 7.30, а) должна выпол-
няться так, чтобы перед контактирующими плоскостями А созда-
вался своеобразный карман Б для масла, которое, увлекаясь
торцовой поверхностью одного вращающегося уплотнительного
кольца за счет центробежной силы, проникает к контактирую-
щим поверхностям А.
Опыт эксплуатации показал, что торцовые уплотнения весьма
надежны в эксплуатации — износ уплотнительных колец авто-
матически компенсируется их упругим поджатием резиновыми
кольцами, что обеспечивает ресурс не менее 2 лет. Это пол-
ностью оправдывает дополнительные затраты, связанные с уве-
личенной трудоемкостью изготовления такого уплотнения. При-
меры монтажа торцовых уплотнительных колец приведены на
рис. 7.30,6.
7.1.9. Уплотнения пылезащитные
для вращающихся валов
Уплотнения по ОСТ 12.44.037—77 предназначены для пред-
отвращения проникновения пыли и влаги из влажной среды, их
применение повышает герметичность и ресурс работы уплотни-
тельного устройства.
Пылезащитные уплотнения применяются при окружной ско-
рости вала не более 1,5 м/с и рабочей температуре от —30 до
+ 70 °C.
Уплотнения изготовляются двух типов: ПРП — резинопласт-
массовое (рис. 7.31,а), состоящее из резиновой манжеты 1 и
двух пластмассовых колец 2; ПП — пластмассовое (рис. 7.31, б),
состоящее из двух пластмассовых колец 2.
Резиновые манжеты изготовляются из резиносмеси КР-358,
а пластмассовые кольца — из полиамида 610 литьевого методом
литья под давлением.
Пылезащитные уплотнения устанавливаются на валу в соче-
тании с другими видами уплотнений (рис. 7.32).
Резинопластмассовые уплотнения рекомендуется применять
при работе в сильно запыленной и влажной среде в сочетании
с лабиринтным уплотнением (рис. 7.32,6). В случае невозмож-
ности установки лабиринтного уплотнения рекомендуется при-
менять две пары резинопластмассовых уплотнений (рис. 7.32,6).
Пластмассовые уплотнения применяют при сильно запылен-
ной среде, но с малой влажностью (рис. 7.32,в). Для облегче-
ния монтажа пылезащитных уплотнений рекомендуется приме-
нять осевую сборку (рис. 7.32, г).
236
a
2 1
5
7.31. Пылезащитные уплотнения по ОСТ 12 44 037—77
7.32. Примеры применения пылезащитных уплотнений:
а резинопластмассовое, б — пластмассовое в сочетании с лабиринтом, в — два пласт-
массовых, г — два резинопластмассовых (осевая сборка), д — два резинопластмассовых
(сборка в закрытые канавки)
При монтаже пылезащитных уплотнений все свободные по-
лости должны быть заполнены смазкой ЦИАТИМ 221 по
ГОСТ 9433—60, а трущиеся поверхности смазаны.
7.2. Гидромагистрали
7.2.1. Общие сведения
Под гидромагистралью понимают часть гидросети, спе-
циально предназначенную для передвижения рабочей жидкости
от насоса к потребителям энергии — гидроцилиндрам или гидро-
моторам и обратно.
Различают в основном два вида гидромагистралей: напор-
ные— подводящие рабочую жидкость под давлением от насоса
к потребителям энергии и сливные — возвращающие рабочую
жидкость от потребителей энергии в резервуар или к насосу.
К каждому элементу, как и к гидромагистрали, в целом
предъявляется основное требование — сохранение герметичности
непрерывно в течение всего срока эксплуатации машины.
В шахтных условиях соблюдение этого требования является
особо важным, так как в подземных условиях своевременное об-
наружение утечки и ее устранение весьма затруднены, а нали-
чие ее приводит к потере рабочей жидкости, нарушению работы
гидроагрегатов и к простоям горного оборудования.
Особенно большие требования предъявляются к надежности
гидромагистралей механизированных крепей, отличающихся
большой протяженностью и значительным числом соединитель-
ных и уплотняющих элементов, выход из строя любого из ко-
торых приводит к утечкам и вынужденной остановке всего ком-
плекса оборудования очистного забоя. В зависимости от взаим-
ного положения гидроагрегатов гидромагистрали имеют четыре
различных исполнения в виде: 1) жесткого трубопровода с не-
подвижными соединениями его элементов; 2) жесткого трубо-
провода с упругими компенсаторами и неподвижным соедине-
нием его элементов; 3) жесткого трубопровода с подвижным
соединением его элементов для обеспечения необходимых пере-
мещений в пространстве; 4) гибкого трубопровода из рукавов
или других гибких элементов с неподвижным соединением его
элементов.
Первый тип трубопровода надежен в эксплуатации и обычно
применяется во всех случаях, когда в процессе работы взаим-
ное положение гидроагрегатов в пространстве остается неиз-
менным.
Второй тип трубопровода применяется при незначительных
перемещениях в пространстве гидроагрегатов. Перемещения не
должны превышать допустимые упругие деформации трубопро-
водов, выполненных в виде цилиндрических пружин или другой
формы, способствующей увеличению упругих деформаций.
238
Третий тип трубопровода чаще всего применяют при строго
определенных взаимных перемещениях в пространстве гидро-
агрегатов, а также для компенсации возникающих в процессе
изготовления погрешностей в расположении присоединительных
отверстий гидроагрегатов.
Четвертый тип — гибкие рукава применяют обычно при зна-
чительных и не определенных в пространстве взаимных переме-
щениях гидроагрегатов.
7.2.2. Сортамент применяемых труб и основные
расчетные зависимости
Для трубопроводов напорных и сливных гидромагистралей
в практике угольного машиностроения применяют в основном
трубы стальные бесшовные — для диаметра до 40 мм холодно-
деформированные по ГОСТ 8734—75 и для диаметра свыше
40 мм — горячекатаные по ГОСТ 8732—78.
В отдельных случаях, преимущественно на насосных стан-
циях механизированных крепей, применяются трубы бесшовные
холодно- и теплодеформированные из коррозионно-стойкой
стали по ГОСТ 9941—72.
Значительно реже и только для внутреннего монтажа в сте-
сненных местах применяют трубы из меди по ГОСТ 617—72
(медные трубы легче гнуть, чем стальные).
В зависимости от назначения и подачи рабочей жидкости
в гидромагистралях рекомендуется применять сортамент труб
по ГОСТ 8734—75, приведенный в табл. 7.9.
Таблица 7.9
Рекомендуемый сортамент труб для гидромагистралей
Трубопроводы
Подача жидкости, л/мин нагнетательные и сливные всасывающие
d, мм Z>1, мм S, мм Масса 1 м длины, кг dt мм D, мм S, мм Масса 1 м длины, кг
До 5 6 10 2 .
8 12 2 23 32 4,5 3,05
От 5 до 10 13 18 3 1,Н — <— <—
„ 10 „ 30 15 22 3 1,41 30 38 4 3,35
„ 30 „ 60 20 28 4 2,37 34 42 4 3,75
„ 60 „ 100 23 32 4 3,05 40 48 4 4,34
„ 100 „ 140 25 35 5 3,70 44 52 4 4,74
„ 140 „ 200 28 38 5 4,07 48 56 4 5,13
Свыше 200 32 42 5 4,8 48 56 4 5,13
Для напорных трубопроводов гидравлических стоек механи-
зированных крепей при рабочем давлении 320—800 кгс/см2
239
рекомендуется применять два размера труб по ГОСТ 8734—75
из стали марки 20:
мм................................ 6 12
Z), мм............................... 12 18
3, мм................................ 3 4
Масса 1 м длины, кг............. 0,666 1,38
Необходимую толщину стенки трубопровода рекомендуется
определять по одобренной Государственной инспекцией котло-
надзора формуле Центрального котлотурбинного института
им. Ползунова:
где Р — рабочее давление, кгс/см2; DH — наружный диаметр
трубы, см; R — допускаемое напряжение, кгс/см2, для стали
марки 20 /?==1680 кгс/см2; С — прибавка к расчетной толщине
стенки, зависящей от допуска на толщину стенки, см.
7.2.3. Гибка труб
Для получения трубопроводов необходимой конфигурации
широко применяется гибка труб. При этом не следует допускать
сплющивания изгибаемой трубы, недопустимого утоньшения
стенок по внешнему радиусу и морщин стенок по внутреннему
радиусу.
Наиболее распространенным на практике способом гибки
является наматывание трубы 7, конец которой закреплен в за-
жиме 2, на профилированный ролик 3 (рис. 7.33,а). На поверх-
ности ролика предусмотрена кольцевая канавка, сечение кото-
рой соответствует наружному диаметру изгибаемой трубы.
Гибка труб выполняется как с заполнителем, так и без
него. При индивидуальном характере производства в качестве
заполнителя рекомендуется использовать канифоль, заливае-
мую в трубу в расплавленном состоянии.
При серийном производстве в качестве заполнителя исполь-
зуют различной конструкции эластичные металлические оправки.
Оправка состоит из отрезка троса 1 (рис. 7.33,6), по концам
которого закреплены концевые втулки 2 и 3, между которыми
размещаются корпус оправки 4, пружина 5, плунжер 6, сфери-
ческие шайбы 7 с дистанционными кольцами 8.
Сферические шайбы и оправку изготовляют из стали марки
20 с последующей цементацией и закалкой до твердости
HRC = 58-^62. После закалки шайбы латунируют. Диаметр оп-
равки выбирают на 0,1—0,2 мм меньше минимального внутрен-
него диаметра изгибаемой трубы, а наружный диаметр сфери-
ческих шайб — на 0,1 мм меньше диаметра оправки.
240
7.33. Схема гибки труб и применяемая при этом в качестве заполнителя эла-
стичная оправка
В процессе изгиба упругая часть оправки вместе с трубой
изгибается по дуге требуемого радиуса. При этом сферические
шайбы ограничивают возможную величину сплющивания труб.
Рекомендуемые минимальные радиусы изгиба труб приве-
дены в табл. 7.10.
Таблица 7 10
Рекомендуемые минимальные радиусы кривизны труб при изгибе
Наружный диаметр D, мм Минимальный радиус кри- визны (до оси трубы), мм Наружный диаметр £>, мм Минимальный радиус кри- визны (до оси трубы), мм
с заполните- лем без заполни- теля с заполните- лем без заполни- теля
6 20 30 18 55 70
8 25 35 22 65 90
10 30 40 28 85 НО
12 35 45 32 100 130
Методы разметки труб и расчета длины разверток приведены
на рис. 7.34.
В цилиндрической трубе (рис. 7.35, а) максимальные нор-
мальные напряжения Отах (кгс/см2), возникающие от действия
давления Р рабочей жидкости на внутренние стенки трубопро-
вода, можно определить по формуле
_ Гн + Г^Р
°тах — о о ,
Г — Г
' н ' в
(7-15)
где гн и гв — соответственно наружный и внутренний радиусы
сечения трубы, см; Р— рабочее давление, кгс/см2.
16 Заказ № 305
241
Наименование
Эскиз детали
Разметка изги-
ба на трубе
ат бода лад
углом 90 °
Дано A,B,Rud
1^г 7,57 Линия изгиба
Тб77? R^l О
Определение
разбор тки, мм
lp=A+B~Ot48R
C=A-R
^изг ~ 1,57R
8=8-R
Разметка изги-
бов на трубе
„ Утки ”
под углом 45°
Дано- А,Д, R,lud
7у=И+Д+8+1,578
S=7,414 A~0,828R
8=4+0,8288
И=1-в-Д
Разметка изги-
ба на трубе
под углом
<780°
Размерь/ дань/
от центра
радиуса
Дано‘А,В,7?,бисб
lfA+B+
л8(180°-сс°)
780°
ЗГ7?(780°-СС°)
9 = 780°
Развертка тру-
бы о не скольки-
ми изгиба ми
на угол 90 °
Дано:
7о, 7/, 7б 7j, 7ц,
/?] ~ 7?if. и d
l=l0+lj+l2+lj +7ц-
~84 0,45=
=110-1ц-£/?Г/?ц 5,48
7.34. Методы разметки труб при изгибе и расчет длины разверток
Эта формула справедлива для трубы правильной цилиндри-
ческой формы при постоянной толщине стенок. В случае сплю-
щенности трубы, когда ее сечение принимает овальную форму,
под действием давления жидкости на внутренние поверхности
сечение трубы будет стремиться возвратиться к цилиндрической
форме. В этом случае максимальные напряжения возникают
в местах т и п (рис. 7.35,6) максимальной кривизны эллипти-
ческого сечения трубопровода, и в процессе работы здесь чаще
всего появляются продольные усталостные трещины.
242
7.35. Схема расчета
трубы на проч-
ность:
а — цилиндрической,
б — сплющенной
Максимальные напряжения атах (кгс/см2) при этом опреде-
ляются по формуле
-2 I / 2 г2 I \
1+2ш^ст • <716)
гн 'в \ 'н 'в J
Возникновение продольных трещин в местах деформирован-
ного сечения трубопроводов особенно реально от усталостных
явлений, связанных с наличием пульсации давления рабочей
жидкости, так как даже незначительная эллиптичность попереч-
ного сечения трубы существенно снижает усталостную проч-
ность трубопровода в данном сечении.
Для напорных трубопроводов гидросистем характерными яв-
ляются периодические пульсации давления рабочей жидкости,
создаваемые насосом. На рис. 7.36 приведен, по данным
А. А. Комарова, характер пульсации давления рабочей жид-
кости при работе аксиально-поршневого и шестеренного насо-
сов. В случае применения в гидросистеме двух насосов и более
амплитуды колебания давления могут значительно превышать
эти значения при работе одного насоса. По данным проф.
Т. М. Башта, снижение усталостной прочности трубопровода
в зависимости от его эллиптичности характеризуется кривой,
приведенной на рис. 7.37. На этом графике по оси ординат от-
ложена эллиптичность &= —, где b — малая ось, а — большая
а
ось эллиптического сечения. По оси абсцисс отложено выдержи-
ваемое трубопроводом до его разрушения значение числа цик-
лов — пульсаций рабочего давления.
Как видно из приведенного графика, даже при небольшой
эллиптичности сечения (& = 0,9) число циклов, выдерживаемое
трубопроводом до разрушения, снижается в 2,5 раза. Поэтому
сплющивание трубопроводов при их изгибе не должно превы-
шать 10 %.
В ряде случаев для получения увеличенной усталостной
прочности трубопровода рекомендуется вместо изгиба труб при-
менять угольники и переходники, оставляя трубы прямыми
16* 243
7.36. Характер пульсаций давления рабочей жидкости в напорном трубопро-
воде при работе насосов:
а — аксиально поршневого, б — шестеренного
7.37. Влияние эллиптичности поперечного сечения трубопровода на усталост-
ную прочность
цилиндрическими. Для уменьшения концентрации напряжений и
снижения усталостной прочности труб рекомендуется при их
изгибе выдерживать значения минимальных радиусов кривизны,
указанных в табл. 7.10.
Основным средством снижения амплитуды колебания рабо-
чего давления в напорном трубопроводе и повышения этим его
усталостной прочности является ввод в гидросистему гидро-
пневмоаккумулятора.
Трубопровод при известных условиях может вступить в резо-
нансные колебания, из которых наиболее вероятными и опас-
ными являются поперечные, характеризующиеся относительно
низкой частотой (от 30 до 6000 Гц) и легкой возбуждаемостью
как при передаче импульса через элементы конструкции от
внешних нагрузок, так и при пульсации потока рабочей жид-
кости.
Наиболее опасным является отношение частот колебания
давления рабочей жидкости в трубопроводе со к частоте собст-
244
венных колебаний трубопровода Q (колебаний/с) =
= 0,54-3,0.
Частоту собственных колебаний трубопровода с учетом
массы рабочей жидкости при креплении скобами, допускаю-
щими свободный поворот трубопровода, определяют по формуле
_ 1,57 у/ EJg
“ 12 г GTp 4- аж К'
(7-17)
где Q — частота собственных колебаний трубопровода, напол-
ненного жидкостью, колебаний/с; / — расстояние между опорами
(крепящими скобами), см; Е — модуль упругости материала
трубопровода, кгс/см2; J — момент инерции сечения трубопро-
вода, см4; g— ускорение силы тяжести, см/с2; GTp — масса тру-
бопровода, кгс/см; Ож — масса жидкости в трубопроводе на
единицу длины, кгс/см; k — коэффициент, учитывающий влия-
ние давления и скорости течения жидкости в трубопроводе:
(7.18)
(7.19)
где
Р = РйЕж + тж^-,
Pq — давление рабочей жидкости в трубопроводе, кгс/см2; —
площадь внутреннего сечения трубопровода, см2; тж — масса
жидкости в трубопроводе на единицу длины, кг-с/см2; v — ско-
рость движения жидкости в трубопроводе, см/с; РКр — значение
критической силы по Эйлеру, кгс.
В случае жесткого крепления трубопровода на опорах
(крепление к гидроагрегату ниппелями, фланцами и т. п.)
2 = Ьр- V-r-EJ/r- k. (7.20)
Z2 г GTp +• G>K
Когда один конец трубопровода закреплен жестко, а другой
закреплен скобой, допускающей его свободный поворот,
2=2^3 (7 21)
Для уменьшения вибрации трубопроводов рекомендуется
выдерживать следующие расстояния между скобами:
Наружный диаметр тру-
бы мм ...... . 6 8 10 12 18 22 28 32
Расстояние между ско-
бами Z, мм....... 400 450 500 580 700 800 1000 1200
245
7.2.4. Соединения трубопроводов
Соединение с развальцовкой трубы. Такой тип соединения
(рис. 7.38) широко применяется в станкостроении в основном
для соединения медных и стальных труб с максимальной тол-
щиной стенки соответственно не более 2,0 и 1,6 мм. Максималь-
ное рабочее давление при этом типе соединения Ртах =
= 80 кгс/см2.
Такой тип соединения особого распространения в угольном
машиностроении не получил.
Приведенное на рис. 7.38 соединение штуцера с корпусами
гидроагрегатов с помощью конической резьбы до последнего
времени было весьма распространенным при рабочем давлении
до 320 кгс/см2. Поскольку изготовление конической резьбы яв-
ляется трудоемкой операцией и требует большого расхода до-
рогостоящего инструмента, а при затяжке резьбовых соедине-
ний в ряде случаев происходит недопустимая деформация кор-
пусов, за последнее время уменьшилось применение таких сое-
динений в системах гидропривода горных машин.
Соединения шаровые. Конструкция таких соединений трубо-
проводов с шаровым ниппелем приведена на рис. 7.39, а пара-
метры и рабочие размеры — в ГОСТ 20969—75, ГОСТ 20987—75,
ГОСТ 15763—75.
Этот тип соединения применяется при рабочем давлении
До РРаб = 400 кгс/см2 для условных проходов от 3 до 25 мм и до
последнего времени был наиболее распространенным в практике
угольного машиностроения.
В процессе эксплуатации установлено, что в трубопроводах,
особенно подверженных вибрациям, шаровые соединения
ослабевают, теряют герметичность и требуют частых подтягива-
ний. Осуществить это в подземных условиях, особенно в систе-
мах гидропривода механизированных крепей с большой протя-
женностью гидрокоммуникаций, бывает затруднительно, и вслед-
ствие этого такой тип соединения в настоящее время
применяется в относительно ограниченной номенклатуре гидро-
приводов горных машин.
Соединение поджимное. Конструкция такого соединения
(рис. 7.40) зарекомендовала себя как надежная в эксплуатации
при пульсирующем характере давления до РРаб = 320 кгс/см2.
Основные преимущества такого соединения: надежная герме-
тичность, отсутствие необходимости стопорения поджимной
гайки и несъемность уплотнительного кольца; недостатки: по-
вышенная металлоемкость и увеличенные габариты, особенно
угольников и тройников.
Этот тип соединения получил широкое распространение
в практике угольного машиностроения.
Соединение коническое. Особенностью конструкции соедине-
ния (рис. 7.41) является наличие на конической поверхности
246
7.38. Соединение тонкостенных труб
с помощью развальцовки
1 — штуцер, 2 — развальцованный конец
трубы, 3 — ниппель, 4 — соединительная
гайка
7.39. Шаровое соединение трубопровода:
а — прямое, б — тройниковое, / — тройник; 2 — соединительная гайка, 3 — приваренный
шаровой ниппель
7.40. Соединение поджимное*
а — с корпусом; б — трубопроводов / — приваренный ниппель, 2 — резиновое уплотни-
тельное кольцо, 3 — поджимное кольцо, 4 — соединительная гайка
247
7.41. Соединение коническое:
а — прямое 1 — конический ниппель, 2 — конический штуцер, б — угловое / — кониче-
ский ниппель, 2 — уплотнительное кольцо круглого сечения
7.42. Соединение врезающееся
ниппеля 1 уплотняющего резинового кольца 2 круглого сече-
ния. Это соединение обеспечивает надежную герметизацию при
рабочем давлении до Рраб = 450 кгс/см2, в том числе и при дав-
лении с пульсирующим характером, требует при сборке относи-
тельно незначительного усилия затяжки резьбы соединительной
гайки, имеет минимальную металлоемкость. Однако вследствие
технологической сложности изготовления этот тип соединения
не получил широкого распространения.
Соединение врезающееся. Особенностью конструкции этого
соединения (рис. 7.42) является деформация при завинчивании
соединительной гайки 1 врезающегося кольца 2, изготовлен-
ного обычно из стали марки 40Х по ГОСТ 4543—71 с улучше-
нием до твердости НВ = 270 4-300. При этом острые кромки А
кольца 2 врезаются в трубу 3, а деформация пояска кольца
обеспечивает плотное обжатие трубы. Этим достигается надеж-
ная герметичность соединения и предотвращаются осевые пере-
мещения трубы. Имеющийся опыт показал, что такой тип со-
единения может применяться при пульсирующем характере дав-
ления до Рраб = 400 кгс/см2.
Основные преимущества врезающегося соединения:
отсутствие сварки ниппелей с концами трубопроводов, что
обеспечивает увеличенную усталостную прочность трубопрово-
248
7.43. Соединение угловое разъемное:
а — с уплотнительными кольцами круглого сечения, б —с металлорезиновыми уплотни-
тельными шайбами, / — уплотнительное кольцо, 2 — крепящий болт, 3 —угловой штуцер
дов и устраняет необходимость их очистки от возможной ока-
лины в местах сварки;
удобство монтажа, так как допускает пригонку длины трубо-
проводов по месту;
отсутствие засорения магистрали и гидросистемы отходами
сварки (брызгами металла, окалиной и др.);
возможность многократной разборки и сборки без наруше-
ния герметичности соединения.
К числу недостатков соединения следует отнести необходи-
мость применения холоднотянутых труб, имеющих меньшие
отклонения наружного диаметра от номинального размера,
а также применения в отверстии трубы вкладной втулки 4, су-
щественно уменьшающей условный проход в месте соединения
и увеличивающей гидравлические потери.
Вследствие этих недостатков этот тип соединения не получил
распространения в угольном машиностроении.
Угловое разъемное соединение. В практике гидропривода
горных машин зачастую применяется угловое разъемное соеди-
нение (рис. 7.43). Этот тип соединения достаточно надежен при
рабочем давлении до РРаб = 450 кгс/см2.
Угловое соединение имеет два основных варианта исполне-
ния, примерно равноценных между собой. Основное преимуще-
ство углового соединения — легкость монтажа и демонтажа
трубопровода без необходимости его осевых перемещений; недо-
статок— увеличенные гидравлические сопротивления в местах
соединений. Обычно такие соединения применяются преимуще-
ственно в магистралях систем управления с небольшими расхо-
дами рабочей жидкости.
Безрезъбовое соединение по ОСТ 12.44.016—76. За послед-
нее время в системах гидропривода механизированных крепей
получает широкое распространение унифицированное безрезь-
бовое соединение, особенно для ниппелей концевой арматуры
24»
7.44. Безрезьбовое соединение
рукавов высокого давления, конструкция которого приведена
на рис. 7.44.
Ниппель 1 имеет на конце центрирующую поверхность, на
которой выполнена канавка, несущая уплотнительное резиновое
кольцо 2 круглого сечения с защитным пластмассовым коль-
цом 3. Удерживается ниппель в осевом направлении скобой 4,
которая может иметь двойное исполнение — из проволоки круг-
лого или квадратного сечения. При этом обе скобы взаимоза-
меняемы и не требуют внесения каких-либо изменений в конст-
рукцию соединения. Этот тип соединений по ОСТ 12.44. 016—76
выполнен для условных проходов от 8 до 32 мм, для рабочего
давления до 320 кгс/см2, пробного давления до 450 кгс/см2. Раз-
меры и параметры этого соединения по ОСТ 12.44.016—76 пол-
ностью соответствуют параметрам и размерам этого соедине-
ния в ПНР, ЧССР и ВНР, а также в ФРГ, Франции, Австрии
и Великобритании, что обеспечивает унификацию присоедини-
тельных размеров гидроаппаратуры механизированных крепей.
Этот тип соединения признан в настоящее время основным для
соединения гидромагистралей в системах гидропривода механи-
зированных крепей.
Основные преимущества данного соединения — простота и
легкость монтажа и демонтажа в первую очередь рукавов высо-
кого давления в системах гидропривода механизированных кре-
пей, недостаток — необходимость тщательной технологической
подготовки производства и освоения химического никелирова-
ния для антикоррозионной защиты деталей элементов соеди-
нения.
7.2.5. Гибкие рукава и концевая арматура
Для гидромагистралей горных машин и механизированных
крепей широко применяются рукава высокого давления в основ-
ном двух типов: с металлическими оплетками по ГОСТ 6286—73;
с металлическими навивками по ТУ 38-105971—76.
Основные параметры резиновых рукавов высокого давления
оплеточной конструкции приведены в табл. 7.11, а навивочной —
в табл. 7.12.
250
Таблица 7.11
Основные параметры резиновых рукавов оплеточной конструкции
по ГОСТ 6286—73
мм Dn мм Наружный диаметр по верхней ме- таллической оплетке, мм Максималь- ное рабочее давление, кгс/см2 1ый ра- зны, мм Л ь- о л = О =1 £ О*» К U -*Чо ® £ я
е S Группа номинал допуск номинал Допуск номинал допуск статика динамика Минимальи диус криви Минимальн прямого уч конца армг начала изг ва, мм
II III А Б В А Б В А Б В А Б В А Б В А Б В 8 12 16 20 25 32 ±0,5 <-0,3 ±0,5 21 25 29 35,5 46 53 ±1 ±2 16,6 20,6 24,6 30,8 38,6 45,6 ±0,6 ±0,7 ± 0,8 250 320 350 215 250 300 165 200 240 175 220 250 150 200 230 120 150 160 150 190 210 125 150 180 100 120 145 110 130 150 90 120 140 70 90 95 90 130 170 240 300 400 25 30 40
Таблица 7.12
Основные параметры рукавов навивочной конструкции
по ТУ 38-105971—76
Внутрен- ний диа- метр, мм Наружный диаметр DH, мм Наружный диаметр по верхней ме- таллической навивке, мм нутреннего слоя, мм Внутренний диаметр по первой ме- таллической оплетке, мм Давление, кгс/см2 (ВИЗНЫ, мм длины рука-
номинал допуск номинал допуск номинал допуск Толщина bi резинового номинал допуск разрыв- ное <У <и • О Ф S X у ОАО а 40 СО CQ CQ S S Радиус кри не менее Масса 1 м ва, кг
16 29,4 29,8 30,2 + 1.5 26,2 26,6 270 ±0,7 2,0 21,5 ±0,7 720 900 1200 240 300 400 190 200 230 1,1 1,3 1,5
20 ±0,5 34,4 34,8 -1.0 30,6 31,0 25,6 870 1140 290 380 260 280 1,6 1,8
25 43,2 37,6 ±0,8 Т7” 32,1 ±0,8 960 320 320 2,5
32 50,2 1 ±2,0 44,6 39,1 780 260 380 3,0
251
7.45. Рукава высокого давления кон-
струкции:
а — навивочной, б — оплеточной
Рукава высокого давления
оплеточной и навивочной конст-
рукции приведены на рис. 7.45.
В целом рукава навивочной кон-
струкции имеют повышенные по
допускаемому давлению пара-
метры, надежнее в эксплуатации
и поэтому рекомендуется их
применять в гидромагистралях
горных машин и особенно меха-
низированных крепях.
Поскольку минимальный диа-
метр рукавов навивочной конст-
рукции 16 мм, при диаметре ру-
кавов 8 и 12 мм применяются
рукава только оплеточной конст-
рукции.
Для подсоединения рукавов
к гидросетям служит концевая
арматура, которая по способу
своего соединения с рукавом де-
лится на две группы:
I — неразборная концевая ар-
матура одноразового дейст-
вия с безрезьбовыми соединениями для рукавов оплеточной кон-
струкции по ОСТ 12.44.017—77 и с безрезьбовыми соединениями
для рукавов навивочной конструкции по ОСТ 12.44.034—77;
II — разборная концевая арматура многократного действия
с безрезьбовыми соединениями для рукавов оплеточной кон-
струкции и для рукавов навивочной конструкции.
Конструкция неразборной концевой арматуры с безрезьбо-
выми соединениями для обоих типов рукавов принципиально
подобна и приведена на рис. 7.46.
Для осуществления заделки изготовляют рукав, снимая на-
ружный и внутренний слои резины и оставляя оплетку (на-
вивку) обнаженной. Затем в рукав 3 вставляется ниппель /,
надевается муфта 2, в отверстие ниппеля устанавливается
оправка. Подготовленный таким образом конец рукава встав-
ляется в обжимные кулачки 1 приспособления (рис. 7.47),
и надвигающейся муфтой 2 с помощью кулачков осуществляется
обжатие муфты.
252
7.46. Неразборная концевая арматура с безрезьбовыми соединениями с испол-
нениями:
а — без защитной проволочной спирали; б — с защитной проволочной спиралью
7.47. Обжатие неразборной концевой арматуры рукава высокого давления
в приспособлении
7.48. Конструкция разборной концевой арматуры для оплеточных и навивоч-
ных рукавов с резьбовыми соединениями
/ — муфта, 2—-ниппель, 3 — кольцо, 4 — заглушка, 5 — гайка, 6 — уплотнительное
кольцо, 7 — рукав
Цель обжатия — прочно закрепить оплетки (навивки) ру-
кава между ниппелем 1 (см. рис. 7.46) и муфтой 2, а также за-
крепить на конце ниппеля внутренний и наружный слои резины.
Контроль качества обжатия концевой арматуры ведется по
усилию вытаскивания после обжатия оправки 3 (см. рис. 7.47),
которое должно быть для рукавов: диаметром 8, 12 и 16 мм —
500 кгс±20%; диаметром 20, 25 и 32 мм— 1000 кгс±20 %.
На конце ниппеля 1 (см. рис. 7.46) смонтировано уплотни-
тельное кольцо круглого сечения 7 с защитным пластмассовым
кольцом 5, закрытое заглушкой 6. Удерживается ниппель в осе-
вом направлении пружинной скобой 4.
Опыт эксплуатации показал, что безрезьбовые соединения
облегчают монтаж и демонтаж рукавов высокого давления по
сравнению с другими типами резьбовых соединений.
Конструкция разборной концевой арматуры для оплеточных
и навивочных рукавов с резьбовыми соединениями приведена
на рис. 7.48.
При подготовке к заделке отрезают рукав заданной длины,
выдерживая перпендикулярность торцов к продольной его оси.
Со стороны каждого торца удаляют наружный слой резины до
первой металлической оплетки и делают переходную фаску под
углом 30°. Затем на подготовленный конец рукава навинчивают
(левая резьба) соединительную муфту 1 (рис. 7.48) и в ее резь-
бовое отверстие ввинчивают конический ниппель 2, конусная
поверхность и резьба которого перед завинчиванием обильна
покрываются смазкой 1 —13 жировой по ГОСТ 1631—61.
Все размеры концевой арматуры изложены в отраслевых
стандартах.
В процессе эксплуатации гибких рукавов установлено, что
чаще всего они повреждаются в местах соединения с нип-
пелями под действием сил давления, особенно пульсирующего,
и веса, вызывающих изгиб и вибрации рукавов у мест их заде-
лок, а также в случае скручивания рукавов.
Надежная работа и срок службы рукавов в значительной
мере зависят от строгого соблюдения следующих основных пра-
вил монтажа:
254
7.49. Правильные и неправильные способы монтажа рукавов высокого дав-
ления
рукав в месте заделки должен свободно висеть и не подвер-
гаться изгибу под действием собственного веса; при монтаже
не следует допускать скручивания рукавов. Для контроля этого
рекомендуется наносить краской на рукав перед монтажом про-
дольную черту; не следует допускать дополнительного изгиба
рукава из-за излишней длины.
Правильные и неправильные способы монтажа рукавов вы-
сокого давления приведены на рис. 7.49.
После монтажа концевой арматуры все рукава должны быть
промыты рабочей жидкостью и продуты сухим сжатым возду-
хом давлением не менее 2 кгс/см2.
7.3. Устройства для обеспечения
чистоты рабочей жидкости
7.3.1. Общие сведения
Загрязнение рабочей жидкости систем гидропривода отрица-
тельно влияет на работу гидроагрегатов, особенно насосов, вы-
зывая их повышенный износ и нарушая нормальное функциони-
255
рованпе (защемление золотников, потеря герметичности клапа-
нов, нарушение работы гпдрозамков, распределителей и т. п.).
В гидроприводах забойного оборудования, работающих
в запыленной шахтной атмосфере при стесненном рабочем про-
странстве, в условиях затрудненности нормального обслужива-
ния и ухода, особо важной является задача обеспечения чи-
стоты рабочей жидкости.
Следует помнить, что при загрязненной рабочей жидкости
не может быть надежной и длительной работы гидроагрегатов.
Так, по данным Ж- С. Черненко, при недостаточной промывке
деталей от доводочных паст срок службы насосов уменьшался
в 12 раз. Из-за увеличения механических примесей в водно-мас-
ляной эмульсии с 2 до 26 г/м3 срок службы насосов типа ВНР
32/20 сокращался в 4 раза.
При загрязнении рабочей жидкости усилие для перемещения
золотников может увеличиться с 40—70 гс до 3—5 кгс.
Различают в основном три стадии загрязнения рабочей жид-
кости: первая — начальная, когда рабочая жидкость загряз-
няется в процессе сборки гидроагрегатов и системы гидропри-
вода на заводе; вторая — монтажная, когда рабочая жидкость
загрязняется в процессе монтажа гидроагрегатов в шахтных
условиях, особенно это относится к гидроприводу механизиро-
ванных крепей, имеющих протяженные гидромагистрали, мон-
тируемые в условиях очистного забоя шахты; третья — эксплуа-
тационная, когда рабочая жидкость загрязняется в процессе
эксплуатации системы гидропривода.
На первой стадии основными примесями, загрязняющими
рабочую жидкость, являются металлическая стружка, остаю-
щаяся при механической обработке деталей, окалина, ржавчина,
остатки абразивных доводочных паст, пыль и грязь; на второй
стадии — оставшаяся после изготовления металлическая стружка
и угольная и породная мелочь, попадающая внутрь гидроси-
стемы в процессе монтажа; на третьей стадии рабочая жид-
кость загрязняется породной и угольной пылью и продуктами
износа трущихся пар.
7.3.2. Обеспечение чистоты рабочей жидкости
в процессе сборки и заводских испытаний
гидропривода
Для обеспечения безотказной работы гидроагрегатов на за-
водах-изготовителях стало обязательным выполнение двух спе-
циальных технологических процессов: снятия заусенцев после
окончания механической обработки деталей, мойки и консерва-
ции деталей перед сборкой.
Снятие заусенцев является весьма важным и трудоемким
технологическим процессом, выполнять который необходимо
с особой тщательностью.
256
Оставшиеся в деталях узлов гидропривода заусенцы яв-
ляются потенциальным источником как повреждения резиновых
уплотнительных элементов, так и образования металлической
стружки и задиров на сопрягающихся движущихся поверх-
ностях.
Известен ряд ч способов удаления заусенцев: вручную,
а также с помощью пневматического или электрического руч-
ного инструмента; химическим (травлением); виброабразивным
или гидроабразивным; термическим с применением специаль-
ного оборудования фирмы «Бош», когда детали для снятия зау-
сенцев помещают во взрывную камеру, где при взрыве разви-
вается температура, оплавляющая заусенцы на острых кромках
деталей. Последний способ удаления заусенцев наиболее про-
грессивен, но требует специального оборудования.
Выбор способа снятия заусенцев зависит от возможностей
каждого предприятия и особенностей конструктивных форм
деталей.
Одно важно — снятие заусенцев является неотъ-
емлемым технологическим процессом при из-
готовлении деталей гидропривода, выполнение
которого должно строго контролироваться.
На заводах угольного машиностроения на основе заимство-
вания и изучения опыта авиационной промышленности все де-
тали, подлежащие мойке, делятся на три основные группы: 1 —
корпусные многоканальные детали (корпуса поршневых насо-
сов и гидромоторов, гидроблоков, распределителей и др.); 2 —
детали *гипа золотников, распределителей, клапанов, втулок,
гильз, плунжеров и др.; 3 — детали простой конструктивной
формы без притирочных поверхностей (шестерни, крышки,
тяги, поршни, цилиндры и др.). Для каждой из этих групп
деталей рекомендуется своя технологическая схема промывки
деталей.
Кроме тщательной промывки деталей гидропривода перед
сборкой для устранения загрязнения гидроагрегатов рекомен-
дуется:
сборку всех гидроагрегатов вести в отдельном чистом поме-
щении, лучше всего термоконстантном, с кондиционированием
воздуха и контролем степени его запыленности. Полы в поме-
щении желательны мраморные или пластиковые. Помещение
должно быть приспособлено для уборки и мойки. Внутри сбо-
рочного помещения необходимо иметь подпор воздуха до 500
мм за счет приточной вентиляции, что устраняет проникновение
пыли через щели внутрь помещения;
все детали гидроагрегатов, рукава высокого давления и гид-
ромагистрали, хранимые на промежуточных комплектовочных
складах и находящиеся на сборке, должны иметь заглушенными
все подсоединительные отверстия. Наиболее распространены для
этого пластмассовые заглушки;
17 Заказ № 305
257
гидронасосы и гидромоторы после сборки должны пройти
обкатку вхолостую на специальном стенде. В системе стенда
должен быть предусмотрен фильтр с тонкостью фильтрации до
20 мкм с заведомо большой пропускной способностью. Обкатка
вхолостую должна продолжаться не менее 8 ч. Выполнение
этого требования является обязательным, так как в процессе
такой обкатки удаляются из гидросистемы оставшиеся стружка
и грязь, которые при испытании под нагрузкой могут вызвать
задиры на рабочих поверхностях.
Только после обкатки вхолостую насосы и гидромоторы мо-
гут испытываться на стенде под нагрузкой, с постепенным повы-
шением рабочего давления и снятием необходимых характери-
стик. При этом после обкатки вхолостую обязательна полная
смена рабочей жидкости в системе гидропривода.
После окончания стендовых испытаний все присоединитель-
ные отверстия в испытываемых насосах, гидромоторах и других
гидроагрегатах должны быть тщательно закрыты крышками
или заглушками. Передача на сборку после стендовых испыта-
ний насосов, гидромоторов и других гидроагрегатов с незаглу-
шенными присоединительными отверстиями не допускается.
Выполнение перечисленных выше основных требований при
сборке гидроагрегатов является обязательным. В противном
случае неизбежны случаи отказов и преждевременного выхода
их из строя.
7.3.3. Обеспечение чистоты рабочей жидкости
при монтаже и в процессе эксплуатаций
гидропривода
В процессе монтажа угледобывающих агрегатов, механизи-
рованных крепей, гидропередвижчиков забойных конвейеров
и струговых установок, проходческих комплексов и другого обо-
рудования для обеспечения чистоты рабочей жидкости необхо-
димо соблюдение следующих правил:
спускаемое в шахту оборудование гидропривода, включая
рукава высокого давления и гидромагистрали, должно иметь
все присоединительные отверстия закрытыми с помощью за-
глушек;
при спуске оборудования в шахту стремиться как можно
меньше разбирать элементы гидропривода, секции механизиро-
ванных крепей желательно спускать в шахту в сборе; очистные
и проходческие комбайны — со всем гидроприводом в сборе
(в крайнем случае без исполнительных органов) и т. п.;
после монтажа необходимо заполнять гидросистему рабочей
жидкостью только требуемого качества, не допуская при этом
внесения в резервуар механических примесей;
после окончания монтажа и заправки рабочей жидкостью
системы гидропривода механизированной крепи, очистного или
258
-Й
7.50. Гидровставка врубовой машины «Урал-33»
проходческого комбайна и другого оборудования после первого
дня работы следует проверить состояние всех имеющихся в си-
стеме гидропривода фильтрующих элементов, сменив засорен-
ные и удалив отстой с грязью.
Обеспечение чистоты рабочей жидкости в процессе эксплуа-
тации достигается в основном двумя способами: герметизацией
системы гидропривода, что исключает возможность проникно-
вения из рудничной атмосферы частиц грязи и пыли в рабочую
жидкость; непрерывной очисткой в процессе работы рабочей
жидкости специальными устройствами (фильтрами, отстойни-
ками, центробежными грязеотделителями и др.).
Герметизация системы гидропривода, поскольку все гидро-
агрегаты и гидромагистрали для обеспечения нормальной ра-
боты должны быть герметичны, практически сводится к герме-
тизации резервуара для рабочей жидкости с учетом возможного
изменения в нем уровня рабочей жидкости.
Примером удачного конструктивного решения герметизации
маслобака является гидровставка врубовой машины «Урал-33»
конструкции Копейского машиностроительного завода
им. С. М. Кирова. Корпус 1 (рис. 7.50) гидровставки является
одновременно и резервуаром для рабочей жидкости. Обычно
в маслобаке предусматривается воздушник 2, сообщающий
внутреннюю полость маслобака с атмосферой. Во избежание
попадания внутрь маслобака через воздушник грязи и пыли
имеется стакан компенсатора 3, который изолирует камеру 4,
соединяющуюся через воздушник с атмосферой, от общей внут-
ренней полости корпуса гидровставки.
При колебаниях уровня рабочей жидкости внутри корпуса 1
стакан компенсатора 3 действует как поплавок, соответственно
поднимаясь или опускаясь, изменяя свой объем за счет гофри-
рованной резиновой оболочки.
Отверстие 5 для пополнения масла снабжено сетчатым
фильтром 6. Верхняя крышка 7 корпуса 1 герметизирована
уплотнительным шнуром 8 круглого сечения.
Поскольку даже при идеальной герметизации гидросистемы
в процессе работы происходит непрерывное загрязнение рабочей
жидкости продуктами износа и различными окислами, необ-
ходимо в системе гидропривода предусмотреть устройства, не-
прерывно в процессе работы очищающие рабочую жидкость от
механических примесей.
7.3.4. Система очистки рабочей жидкости
гидропривода
Система очистки включает в себя комплекс устройств, бази-
рующихся на различных способах очистки рабочей жидкости,
обеспечивающих при этом выполнение требований, предъявляе-
мых к чистоте рабочей жидкости в зависимости от конструкции
2'0
7.51. Схемы фильтрации:
Ф — фильтр; ПК — переливной кла-
пан
входящих в гидросистему гидроагрегатов (в первую очередь на-
сосов) и величины рабочего давления.
К тонкости фильтрации рабочей жидкости в зависимости от
типа гидросистемы горных машин предъявляются следующие
требования, мкм, не более:
механизированных крепей................... 40
проходческих комбайнов............. . . . 40
механизмов подачи'
с радиально-поршневым насосом .... 40
с аксиально-поршневым насосом.........10—20
Комплексная система очистки рабочей жидкости обычно
состоит из комбинации нескольких следующих устройств
или способов: фильтрации с помощью различных фильтров;
магнитной сепарации; центробежной очистки центрифугами
и гидроциклонами; гравитационной, в специальных отстой-
никах, выполненных обычно в резервуарах для рабочей
жидкости.
Зачастую эти способы применяются не только раздельно, но
и в определенной комбинации (например, фильтрация, магнит-
ная сепарация и гравитация — отстой и т. п.).
Фильтрация — один из наиболее распространенных способов
очистки рабочей жидкости путем пропускания ее через узкие
и капиллярные щели фильтровальных элементов, в которых при
проходе рабочей жидкости задерживаются частицы механиче-
ских примесей (стружка, грязь и др.).
В зависимости от места установки фильтрующих элементов
имеется четыре основных схемы фильтрации (рис. 7.51): I — на
входе во всасывающую магистраль насоса; II— в напорной ма-
гистрали насоса; III — на выходе сливной магистрали в резер-
вуар; IV—в напорной магистрали подпиточного насоса.
2S1
В схеме I установка фильтра увеличивает сопротивление вса-
сывающей магистрали насоса, что при загрязнении фильтра
может привести к ее закупорке. Допустимый перепад давления
в фильтре весьма ограничен. Обычно при таком способе филь-
трации во всасывающей магистрали устанавливаются сетчатые
фильтры грубой очистки, исключающие попадание в насос
крупных посторонних частиц. Из-за указанных выше недостатков
такая схема фильтрации получила весьма ограниченное приме-
нение.
В схеме II размещение фильтра предохраняет гидроагрегаты,
исключая насос от загрязнений. Недостатки схемы: не защи-
щается от загрязнения насос — один из наиболее сложных и
дорогостоящих гидроагрегатов и, кроме того, фильтр находится
под полным рабочим давлением, что усложняет конструкцию,
увеличивает его габариты и массу.
В этой схеме параллельно фильтру имеется шунтирующая
магистраль с переливным клапаном ПК (схема II). При засо-
рении фильтра и возрастании перед ним давления до заданной
величины открывается переливной клапан ПК и рабочая жид-
кость по шунтирующей магистрали в обход фильтру поступает
в напорную магистраль.
Срабатывание переливного клапана ПК блокируется либо
с цепью дистанционного управления электродвигателем насоса,
либо со звуковым, световым или визуальным сигналом.
Срабатывание сигнала указывает обслуживающему персо-
налу, что фильтрующий элемент засорен и требует замены либо
очистки.
Такую схему фильтрации рекомендуется применять в систе-
мах гидропривода типа насос—силовые гидроцилиндры, осо-
бенно при шестеренном насосе с рабочим давлением не более
100 кгс/см2.
Недопустимо применение такой схемы фильтрации в систе-
мах гидропривода с аксиально-поршневым насосом, где в этом
случае из-за поступления в насос загрязненной жидкости неиз-
бежны задиры зеркала поверхностей торцового распределения.
Схема III фильтрации хотя и не защищает непосредственно
насос, однако имеет ряд существенных преимуществ, обусло-
вивших ее широкое распространение в системах гидропривода
горных машин.
Основные преимущества этой схемы фильтрации: при требуе-
мом перепаде давления рабочей жидкости в фильтре последний
не находится под максимальным рабочим давлением; загрязне-
ние фильтра и изменение его гидравлического сопротивления не
сказываются на работе всасывающей магистрали насоса; грязь,
попадающая в процессе работы гидроагрегатов в рабочую жид-
кость, остается в фильтре и не попадает в резервуар, что обес-
печивает в дальнейшем нормальную работу насоса и всех гидро-
агрегатов; степень загрязнения фильтра контролируется сра-
262
7.52. Фильтр пластинчатый Г41
/Г
батыванием переливного клапана в шунтирующей фильтр маги-
страли.
Схема IV фильтрации наиболее эффективна. В этом случае
фильтр Ф устанавливается в напорной магистрали подпиточ-
ного насоса ПН. Фильтр работает под небольшим давлением
(обычно не более 10 кгс/см2), в нем допускается требуемый для
фильтрации перепад давления рабочей жидкости, что позволяет
применять фильтрующие элементы тонкой очистки. Вместо
шунтирующей фильтр магистрали с переливным клапаном
в этой схеме может быть предусмотрена сливная магистраль
с переливным клапаном ПК, по которой при засорении филь-
трующего элемента рабочая жидкость через переливной клапан
отводится в резервуар. При этом насос и все гидроагрегаты на-
дежно защищены от попадания загрязненной жидкости, и в этом
основное преимущество этой схемы фильтрации.
263
7.53. Сетчатый фильтр типа С42
Особенно рекомендуется ее применение в системах гидро-
привода механизированных крепей в системах насос перемен-
ной подачи — гидромотор.
Пластинчатые фильтры типа Г41, выпускаемые заводами
Министерства станкостроения СССР, нашли распространение
в системах гидропривода горных машин в качестве фильтров
грубой очистки.
Фильтры типа Г41 выпускаются в двух исполнениях: для на-
ружной установки с резьбовым присоединением (рис. 7.52,а);
встроенные (рис. 7.52,6).
Фильтр состоит из корпуса и прикрепленной к нему
четырьмя болтами верхней крышки, на которой смонтирован па-
кет фильтрующих пластин с прокладками и чистильщиками.
Фильтрующий пакет насажен на вращающуюся ось. При вра-
щении фильтрующего пакета чистильщики, закрепленные не-
подвижно на стойке, очищают кольцевые щели между пласти-
нами фильтрующего пакета.
Фильтры типа Г41 выпускаются с фильтрующими щелями —
0,08 и 0,12 мм.
264
Основные параметры фильтров типа Г41 приведены
в табл. 7.13.
Таблица 7.13
Техническая характеристика фильтров типа Г41
Типоразмер Тонкость очистки, мм Пропускная способность, л/мин Масса, кг Резьба d по ГОСТ 6111-52
Исполнение наружное
0,88 Г41-11 0,12 Г41-11 0,08 0,12 3 5 2,72 К3/»"
0,08 Г41-12 0,12 Г41-12 0,08 0,12 8 12,5 2,96 №/2"
0,08 Г41-13 0,12 Г41-13 0,08 0,12 16 25 6,3 «'/г"
0,08 Г41-14 0,12 Г41-14 0,08 0,12 32 50 7,25 К3/,"
Исполнение встроенное
0,08 Г41-21 0,12 Г41-21 0,08 0,12 3 5 1,56
0,08 Г41-22 0,12 Г41-22 0,08 0,12 8 12,5 1,64 КЩ"
0,08 Г41-23 0,12 Г41-23 0,08 0,12 16 25 3,19 K'/2”
0,08 Г41-24 0,12 Г41-24 0,08 0,12 32 50 3,64 К3/,"
Примечание Пропускная способность соответствует работе на масле вязкостью
70—80 сСт при перепаде давления 1 кгс/см2 для фильтров с резьбой /С/в" и /С/г" и 2 кгс/см2
для фильтров с резьбой
Сетчатые фильтры типа С42 имеют в качестве фильтрую-
щего элемента плетеную металлическую сетку с ячейкой
в свету 0,08 и 0,15 мм.
Фильтры типа С42 выпускаются в двух исполнениях: для на-
ружной установки с резьбовым соединением (рис. 7.53, а) ;
встроенные (рис. 7.53,б).
Основные параметры сетчатых фильтров типа С42 приве-
дены в табл. 7.14.
265
Таблица 7.14
Техническая характеристика сетчатых фильтров типа С42
Типоразмер Тонкость очистки, мм Пропускная способность, л/мин Масса, кг Резьба по ГОСТ 6111-52
Исполнение наружное
0,08 С42-11 0,15 С42-11 0,08 0,15 3 8 2,75
0,08 С42-12 0,15 С42-12 0,08 0,15 8 16 2,75 №/8'
0,08 С42-13 0,15 С42-13 0,08 0,15 16 32 6,0
0,08 С42-14 0,15 С42-14 0,08 0,15 32 63 7,62 №/4*
Исполнение встроенное
0,08 С42-21 0,08 3 0,9 А"3/»*
0,15 С42-21 0,15 8
0,08 С42-22 0,15 С42-22 0,08 0,15 8 16 0,9 №/»'
0,08 С42-23 0,15 С42-23 0,08 0,15 16 32 1,85 №/2"
0,08 С42-24 0,15 С42-24 0,08 0,15 32 63 2,05 кчг
Примечание Пропускная сп особность соответ ствует работе на масле вязкостью
70—80 сСт при перепаде давления 1 кгс/см2
7.4. Резервуары для рабочей жидкости
систем гидропривода
Объем резервуара для рабочей жидкости в системах гидро-
привода горных машин обычно выбирается равным не менее
2,5 минутной подачи насоса. При меньших объемах резервуара
необходим проверочный тепловой расчет гидросистемы. В си-
стемах гидропривода механизированных крепей объем резер-
вуара дополнительно проверяют по объему рабочей жидкости,
вытесняемой в силовые гидроцилиндры.
Номинальные вместимости (дм3) должны выбираться из ука-
занных по СТ СЭВ 524—77:
1,00 10,0 100 1000 1000
— — 125 1250 1250
1,60 16,0 160 1600 1600
— — 200 2000 2000
2,50 25,0 250 2500 2500
— — 320 3200
266
7.54. Типовая схема устройства резервуара для рабочей жидкости в системах
гидропривода
0,400 4,00 40,0 400 4000
— — — 500 5000
0,630 6,30 63,0 630 6300
— —- — 800 8000
Типовая схема устройства резервуара для рабочей жид-
кости в системах гидропривода приведена на рис. 7.54.
Обычно резервуар для рабочей жидкости выполняется
сварным, при работе на водно-масляных эмульсиях — из нер-
жавеющей стали: состоит из корпуса 1 со съемной верхней
крышкой 2, размеры крышки 2 выбираются с учетом обеспе-
чения свободного доступа внутрь резервуара для его периоди-
ческой очистки.
В наиболее удобном месте, на половине, противоположной
размещению всасывающего трубопровода, располагают отвер-
стие с пробкой 3 и легко съемным сетчатым фильтром 4 для
заливки рабочей жидкости. Для обеспечения лучшего отстоя
рабочей жидкости резервуар перегородкой 5 делят на два от-
сека и устанавливают перегородки 6 и 7, уменьшающие вероят-
ность вспенивания жидкости.
Всасывающий 8 и сливные 9 и 10 трубопроводы распола-
гают в разных отсеках резервуара, по возможности на макси-
мальном удалении друг от друга, что также улучшает условия
отстоя рабочей жидкости.
Конец всасывающего трубопровода для уменьшения сопро-
тивления срезают под углом 30° и располагают его не ближе
2d от днища.
В случае установки фильтра на сливной или всасывающей
гидромагистрали собственно фильтр обычно располагают
267
внутри резервуара, обеспечивая свободный доступ к фильтро-
вальному элементу.
Резервуар должен иметь устройство для контроля уровня
рабочей жидкости. Обычно такое устройство выполняют в виде
водомерного стекла 11 или продолговатой вертикально распо-
ложенной на боковой стенке прорези, закрытой небьющимся
стеклом. Иногда дополнительно для контроля уровня рабочей
жидкости применяют щуп 12.
смены рабочей жидкости резервуар снабжен спускной
пробкой 13, в которую вмонтирован постоянный магнит 14 для
улавливания металлических частиц. Поскольку уровень рабочей
жидкости в резервуаре в процессе работы может существенно
изменяться, на верхней крышке предусмотрен сапун 15 с фильт-
ром для проходящего воздуха. Иногда вместо сапуна в крышке
предусматривают два обратных клапана для прохода воздуха.
Первый клапан обычно регулируют на открытие при повыше-
нии давления воздуха в резервуаре до 500 мм вод. ст., а вто-
рой клапан — на открытие при падении давления внутри резер-
вуара до 200 мм вод. ст.
Для предотвращения загрязнения рабочей жидкости вслед-
ствие запыленности шахтной атмосферы применение воздуш-
ных фильтров обязательно.
Внутренняя поверхность резервуара после его изготовления
должна быть хорошо очищена от окалины, ржавчины, грязи
и т. д. Герметичность резервуара обычно проверяют налива-
нием обезвоженного керосина. Для устранения ржавчины и ока-
лины после сварки внутренняя поверхность резервуара должна
быть протравлена и защищена от коррозии.
Необходимо осторожно относиться к окраске внутренней по-
верхности резервуара. Некачественная окраска может привести
к отслоению краски, загрязнению рабочей жидкости и наруше-
нию работы гидроагрегатов.
Для работы в условиях повышенной влажности и агрессив-
ности шахтной атмосферы резервуары для рабочей жидкости
рекомендуется изготовлять из нержавеющей стали.
В практике угольного машиностроения получила распростра-
нение нержавеющая сталь марки 08X13 по ГОСТ 5632—72.
Для ее сварки следует употреблять специальные электроды
ЗИО-8 или ОЗЛ-6 по ГОСТ 9466—75.
Глава 8 РЕГУЛИРУЮЩАЯ И РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНАЯ
АППАРАТУРА ГИДРОПРИВОДА
ГОРНЫХ МАШИН
8.1. Общие сведения
В системах гидропривода применяют различные регулирующие
и распределительные устройства, которыми осуществляются ре-
гулирование давления и расхода жидкости, а также распреде-
ление в заданной последовательности рабочей жидкости, по-
ступающей от насоса к гидроагрегатам, и отвод ее в резервуар.
С помощью регулирующей и распределительной аппаратуры
производится управление работой гидроагрегатов: ручное, авто-
матическое, программное или дистанционное.
Основными регулирующими и распределительными устрой-
ствами систем объемного гидропривода являются клапаны всех
типов: дроссельные устройства, порционеры, делители потоков,
автоматы разгрузки и другие устройства. При этом под клапа-
нами согласно принятой международной терминологии (тер-
мин Valve — на английском языке и Ventil — на немецком
языке) подразумеваются все гидравлические приборы и аппа-
раты, воздействующие на открывание, перекрытие и изменение
направления потока жидкости, а также на изменение давления
и расхода жидкости, т. е. клапан соответствует всем разновид-
ностям распределительных приборов: золотниковых, крановых,
тарельчатых, конусных, шариковых и др.
8.2. Обратные клапаны
Назначение обратного клапана — пропускать поток жидко-
сти только в одном направлении. Обратные клапаны различают
шариковые, конусные или тарельчатые. В случае необходимости
полной герметичности применяют шариковые или конусные
клапаны. Тарельчатый клапан обычно не бывает вполне герме-
тичным, поэтому он не нашел распространения в системах гид-
ропривода горных машин.
При использовании нефтяных масел клапанные пары выпол-
няются стальными. Клапаны обычно изготовляют из стали ма-
рок ШХ-15, ХВГ и 9ХС с дальнейшей термообработкой до твер-
дости HRC>56. В зависимости от рабочего давления и требо-
ваний к герметичности седло выполняется из стали марки 45
или 40Х с улучшением до НВ = 2404-270 обычно для рабочего
давления до 100 кгс/см2 и из стали марок ШХ-15, Р8 и 9ХС
269
8.1. Обратные клапаны с пластмассовыми седлами:
а — шариковый; б — конусный
с термообработкой до твердости HRC = 524-56 для давления
свыше 100 кгс/см2.
При использовании водно-масляных эмульсий рекомендуется
применять клапаны из стали марки ШХ-15 или 9ХС с закалкой
до твердости HRC = 564-62 и пластмассовые седла из полиамида
610 литьевого по ГОСТ 10589—73 или капролона В по
ТУ 6-05-988—73.
Типовая конструкция обратных клапанов приведена на
рис. 8.1.
Обратный клапан, установленный во всасывающей магист-
рали насоса, обычно называется всасывающим клапаном. Ос-
новным требованием к конструкции всасывающего клапана яв-
ляется обеспечение открытия клапана при минимальном давле-
нии. Сопротивление открытого всасывающего клапана не
должно превышать 0,2 кгс/см2.
В ряде случаев у всасывающих клапанов пружины отсут-
ствуют, а закрытие клапана происходит под действием собст-
венного веса, при этом всасывающий клапан располагают вер-
тикально.
При больших расходах рабочей жидкости в качестве вса-
сывающих применяют тарельчатые клапаны, конструкция кото-
рых при больших проходных сечениях более компактна. Недо-
статками тарельчатых клапанов являются их меньшая герме-
270
тичность и большая чувствительность к загрязнению рабочей
жидкости. Вместе с тем тарельчатые клапаны обладают боль-
шой долговечностью, так как они мало подвержены износу.
8.3. Гидрозамки и разгрузочные
клапаны
Гидравлически управляемый обратный клапан, применяе-
мый для запирания рабочих полостей силовых гидроцилиндров
в заданном положении, принято называть гидрозамком.
Гидрозамки по своим функциям имеют два исполнения: од-
ностороннее, когда запирается только одна полость силового
гидроцилиндра: двустороннее, когда запираются обе полости
(штоковая и поршневая) силового гидроцилиндра.
Гидрозамок односторонний, применяемый для запирания
поршневой полости гидростойки, называется разгрузочным кла-
паном (при открывании гидрозамка стойка разгружается).
Типовая гидравлическая схема подключения гидрозамков
двустороннего действия к двум силовым гидроцилиндрам при-
ведена на рис. 8.2.
В нейтральном положении золотников распределителей 4 и
5 рабочая жидкость, подводимая под давлением по напорной
магистрали, поступает в запертые полости золотников распре-
делителей. При передвижении золотника распределителя 4
вверх рабочая жидкость из напорной магистрали поступает
в гидрозамок 3. Действием давления рабочей жидкости откры-
вается первый обратный клапан 6, и жидкость по магистрали
поступает в поршневую полость 2 гидроцилиндра. Одновременно
под действием давления рабочей жидкости в гидрозамке 3 пор-
шень 7 гидрозамка перемещается влево, открывая принуди-
тельно второй обратный клапан 3; при этом обеспечивается
поступление рабочей жидкости из штоковой полости 9 гидроци-
циндра через гидрозамок 3 и распределитель 4 в сливную ма-
гистраль. Происходит перемещение поршня 1 силового гидро-
цилиндра влево.
При переключении золотника распределителя 4 вниз изме-
няется направление движения рабочей жидкости: из напорной
магистрали через гидрозамок 3 рабочая жидкость поступает
в штоковую полость 9 гидроцилиндра и из поршневой полости
2 через гидрозамок 3 и распределитель 4 — в сливную маги-
страль. Происходит реверсирование движения поршня 1 сило-
вого гидроцилиндра.
При возвращении золотника распределителя 4 в нейтраль-
ное положение прекращается поступление рабочей жидкости
под давлением в гидрозамок 3, обратные клапаны 6 и 8 гидро-
замка 3 закрываются, запирая при этом поршневую 2 и штоко-
вую 9 полости гидроцилиндра. Поршень 1 фиксируется в задан-
ном положении.
271
9 1
8.2. Гидравлическая схема под-
соединения гидрозамков дву-
стороннего действия к двум
силовым гидроцилиндрам
8.3. Типовая конструкция гидрозамка двустороннего действия от секции уни-
фицированного распределителя УГ10
1 — корпус, 2 — поршень, 3 — гильза, 4 — седло, 5 — обратный клапан, 6 — пружина, 7—
заглушка, 8 — уплотнительное кольцо, 9 — защитное кольцо
8.4. Разгрузочный клапан типа ЭКОР
Типовая конструкция гидрозамка двустороннего действия от
секции унифицированного гидрораспределителя УГ10 приведена
на рис. 8.3.
Для гидравлических стоек механизированных крепей ленин-
градским заводом «Пневматика» серийно изготовляется разгру-
зочный клапан типа ЭКОР, конструкция которого приведена на
рис. 8.4. Разгрузочный клапан патронной конструкции состоит
из корпуса 1, в котором смонтированы пластмассовое седло 2,
шариковый обратный клапан 3, направляющая 4 с пружиной 5,
прижимающей клапан к седлу.
Для принудительного открывания обратного клапана в ра-
сточке корпуса 1 смонтирован поршень 6 с уплотнительным
кольцом 7. При подаче жидкости под давлением в отверстие 8
поршень перемещается, принудительно открывая своим хвосто-
виком 9 шариковый обратный клапан 3. Возврат поршня 6
в исходное положение осуществляется пружиной 10.
Монтируется разгрузочный клапан ЭКОР в гнездо, при этом
уплотнение между стенками гнезда и корпусом 1 осуществ-
ляется уплотнительными кольцами 11 и 12.
Недостатками разгрузочных клапанов типа ЭКОР являются
недостаточный ресурс вследствие эрозийного размывания пласт-
массового седла и частые случаи потери герметичности при по-
падании и внедрении металлической стружки в поверхность ра-
бочей кромки седла.
Взамен клапана типа ЭКОР институтом Гипроуглемаш раз-
работана новая унифицированная конструкция разгрузочного
клапана типа КГУ3.020ПР (рис. 8.5) с золотниковым клапан-
ным элементом; начато его серийное производство.
Разгрузочный клапан представляет собой корпус 1, в кото-
рый вмонтирован золотник 2, прижимаемый пружиной 3 к дну
поршня 4. На золотнике устанавливается круглое уплотнитель-
ное кольцо 5 с защитным кольцом 6. Сверху конец золотника
охватывается камерой 7, прижимаемой пружиной 8. При по-
даче рабочей жидкости под давлением в полость 9 золотник
отжимается влево, его уплотнения входят внутрь камеры 7, ко-
торая перемещается до упора в дно гайки 10, в результате чего
открывается проход рабочей жидкости в поршневую полость
гидростойки. При снятии давления рабочей жидкости пружины
8 и 3 возвращают камеру и золотник в исходное положение, за-
пирая поршневую полость гидростойки.
При подаче рабочей жидкости под давлением под торец
поршня последний перемещается влево, принудительно толкая
золотник и открывая этим выход рабочей жидкости из поршне-
вой полости гидростойки на слив, — происходит разгрузка гид-
ростойки.
По данным промышленных испытаний разгрузочный клапан
типа КГУ3.020ПР имеет ресурс в 10—12 раз более высокий,
чем клапан типа ЭКОР.
18 Заказ № 305
273
8.5. Разгрузочный клапан типа КГУ3.020ПР
При разгрузке гидростоек механизированных крепей диамет-
ром 160 мм и более, особенно работающих в условиях трудно-
обрушаемых пород кровли, наблюдаются явления гидравличе-
ского удара, вызывающего всплески давления в поршневой по-
лости гидростойки, что приводит к ее разрушению (раздутию
цилиндра, разрушению уплотнений).
Осциллограмма изменения давления в поршневой полости
гидростойки в процессе разгрузки при явлении гидравлического
удара приведена на рис. 8.6, а.
Институтами Гипроуглемаш и ИГД им. А. А. Скочинского
проведены совместно исследования этого явления и разработана
конструкция разгрузочного клапана типа КГУ.020ПР1, при-
менение которого устраняет явления гидроударов (рис. 8.6,6).
Новый тип разгрузочного клапана изготовляется серийно, и его
применение обязательно для всех гидростоек механизированных
крепей, предназначенных для работы в условиях очистных за-
боев с трудноуправляемой кровлей.
Расчет гидрозамка, кроме выбора проходных сечений в кла-
панном элементе, сводится к определению диаметра поршня-
толкателя, обеспечивающего надежное открывание обратного
клапана во время действия на него давления рабочей жидкости,
поступающей из штоковой полости гидростойки.
При давлении Р рабочей жидкости, поступающей в поршне-
вую полость цилиндра с диаметром £>ц, в его штоковой полости
может быть создано давление РШт, кгс/см2:
D2
Ршт=Р-^-2-, (8.1)
аш
274
8.6. Осциллограммы изменения давления в поршневой полости гидростойки при разгрузке:
а — с явлением гидроудара; б — с применением противоударного разгрузочного клапана
8.7. Унифицированная конструкция
обратного клапана на базе разгрузоч-
ного клапана КГУЗ 020ПР для стоек
двойной гидравлической раздвижно-
сти:
/ — дно цилиндра стойки, 2 — корпус, 3 —
золотник, 4 и 5 — соответственно уплотни-
тельное и защитное кольцо, 6 — втулка;
7 и 8 — пружины, 9 — гайка
где Оц — диаметр гидроцилин-
дра, см; dnn — диаметр штока
гидроцилиндра, см.
Тогда диаметр поршня-толкателя гидрозамка может быть
определен из уравнения
(8.2)
где dn — диаметр поршня-толкателя гидрозамка, см: dK — диа-
метр верхней кромки в седле обратного клапана гидрозамка
(диаметр золотника), см; а — коэффициент запаса, обычно а=
= 1,24-1,5.
Для упрощения расчета силы трения и усилия пружин не
учитываются.
Для разгрузочных клапанов гидравлических стоек механи-
зированных крепей
dn = dKy^^-, (8.3)
где Рп. к — давление срабатывания предохранительного клапана
гидростойки, кгс/см2; Р — рабочее давление, развиваемое насос-
ной станцией, кгс/см2.
В этом случае обычно принимают а =1,5.
Поскольку обратный клапан является элементом гидрозамка,
обычно стараются этот элемент использовать, когда требуется
только обратный клапан, чем обеспечивается унификация де-
талей.
Так, например, на базе клапанного элемента гидрозамка
типа КГУ3.020ПР разработана унифицированная конструкция
обратного клапана, встраиваемого в дно цилиндра первой сту-
пени двойной гидравлической раздвижности (рис. 8.7).
276
8.4. Предохранительные клапаны
8.4.1. Общие сведения
Важнейшим элементом системы объемного гидропривода
является предохранительный клапан, предназначенный для
ограничения в заранее заданных пределах величины давления
рабочей жидкости в гидросистеме в целом или отдельных ее
гидроагрегатах (ограничение величины усилия или крутящего
момента, развиваемого гидравлическими исполнительными ор-
ганами гидродвигателей).
Предохранительный клапан является многократно действую-
щим элементом, позволяющим четко ограничить давление,
а следовательно, и усилие, возникающее в силовых элементах
гидропривода независимо от махового момента ротора электро-
двигателя и характера изменения внешних нагрузок, вплоть до
внезапного останова.
Наличие предохранительного клапана вносит определен-
ность в величины максимальных действующих нагрузок в си-
ловой кинематической цепи машины, что позволяет правильно
рассчитать размеры ее силовых элементов, независимо от ха-
рактера и величины внешних действующих нагрузок.
В ряде случаев только применение объемного гидропривода
с наличием в его системе предохранительного клапана позво-
ляет создать достаточно надежные для работы в особо тяжелых
условиях забоев шахт горные машины, полностью исключить
случаи поломок их силовых элементов.
Так, например, весьма эффективно действие предохрани-
тельного клапана в системе гидропривода механизмов перед-
вижения горных машин. В этом случае предохранительный кла-
пан не только ограничивает предельное возникающее усилие,
но и вводит некоторый автоматизм в работу механизма перед-
вижения, автоматически прекращая передвижение выемочной
машины при встрече с препятствием и также автоматически во-
зобновляя передвижение после исчезновения препятствия (на-
пример, после прорезания резцами исполнительного органа
твердого включения породы в угольном пласте).
Особенно большую и ответственную роль выполняет предо-
хранительный клапан в системах гидропривода механизирован-
ных крепей.
Предохранительный клапан в системах гидропривода кре-
пей четко ограничивает предельные нагрузки в гидравлических
стойках, независимо от характера проявления горного давле-
ния и его величины, обеспечивая постоянное сопротивление
гидравлических стоек опусканию пород кровли с заранее задан-
ным усилием.
Все предохранительные клапаны можно подразделить на две
основные группы: общего применения, презназначенные для
277
ограничения величины максимального давления в гидроаппара-
тах систем гидропривода горно-шахтного оборудования, исклю-
чая гидравлические стойки механизированных крепей; специ-
ального применения для гидравлических стоек индивидуальных
и механизированных крепей с учетом специфических требова-
ний, предъявляемых к таким предохранительным клапанам.
8.4.2. Предохранительные клапаны общего
применения
По типу своего запирающего элемента предохранительные
клапаны общего применения подразделяются в основном на три
группы: шариковые, конусные и золотниковые (рис. 8.8).
Шариковые предохранительные клапаны (рис. 8.8, а) по кон-
струкции являются наиболее простыми. Они бывают без цент-
рирования и с центрированием шарика.
Первая конструкция является наиболее простой и дешевой,
но и наименее надежной в эксплуатации. Такая конструкция
предохранительного клапана не исключает боковые смещения
шарика при посадке его на седло и вращательные движения,
приводящие к нарушению уплотняющих кромок седла и к по-
тере герметичности клапана. Поэтому такой клапан может при-
меняться только для давлений менее 65 кгс/см2 и при малых,
менее 20 л/мин, расходах жидкости.
Вторая конструкция шарикового клапана несколько лучше
предыдущей, так как элемент, центрирующий шарик, препят-
ствует возникновению у него боковых вибраций и вращатель-
ных движений. Однако и в этом клапане во время перепуска
жидкости и особенно при давлениях свыше 100 кгс/см2 не ис-
ключены вибрации шарика в пределах имеющихся зазоров и его
вращение, что также нарушает герметичность клапана.
Преимуществами клапанов этого типа являются простота и
дешевизна их конструкции, так как основной рабочий элемент —
шарик относительно прост в изготовлении (берутся шарики от
шарикоподшипников). Притирку шарика к седлу обычно не де-
лают, а применяют либо пластмассовое седло, либо обминают
фаску тарированным усилием прижатия или легким ударом
шарика.
Несмотря на кажущуюся простоту конструкции, к изготов-
лению седла для шарикового клапана, особенно работающего
при давлении более 65 кгс/см2, предъявляется ряд серьезных
требований: необходимость получения правильной формы под-
клапанного отверстия (допуск на овальность не более 0,01 мм);
обеспечение перпендикулярности верхней торцовой поверхности
в седле клапана к оси подклапанного отверстия не более
0,05 мм; соблюдение чистоты поверхности, образующей уплот-
няющую кромку, контактирующую с шариком, не ниже
278
8.8. Основные типы предохранительных клапанов общего применения по кон-
струкции запирающего элемента:
а — шариковые, / — без центрирования шарика; // — с центрированием шарика; б — ко-
нусные, в — золотниковые; R — усилие пружины, действующее на запирающий элемент;
Р — давление рабочей жидкости
0,32 мкм. Шарики для предохранительных клапанов также ре-
комендуется применять повышенной точности.
Конусный клапан (см. рис. 8.8,6) работает несколько на-
дежнее шариковых клапанов и обладает большей герметич-
ностью, так как собственно клапан надежнее сцентрирован от-
носительно седла и имеет только две степени свободы. Однако
существенным недостатком такого клапана является вибрация
его в осевом направлении при перепуске жидкости. Возникаю-
щие вибрации, кроме воздействия на сам клапан и седло, вызы-
вают усталостные явления в гидромагистралях, приводящие
к потере герметичности в их соединениях и появлению трещин
в трубопроводах.
Шариковым и конусным клапанам присущи два серьезных
недостатка — большая чувствительность к загрязнению рабочей
жидкости и потеря герметичности при попадании соринок
между клапаном и седлом.
Золотниковый предохранительный клапан (см. рис. 8.8, в)
представляет собой золотник 1, перемещающийся в осевом на-
правлении при повышении давления до заданного и сжимающий
пружину 2, открывая этим окно для перетока жидкости. Такого
типа предохранительные клапаны менее чувствительны к загряз-
нению рабочей жидкости, так как золотник при своем переме-
щении острой кромкой как бы счищает соринки на своем пути.
Малый износ, большая долговечность и надежность в экс-
плуатации— серьезные преимущества золотникового клапана
по сравнению с шариковым и конусным клапанами. Все это
обусловило довольно широкое распространение золотнико-
вых предохранительных клапанов в системах гидропривода гор-
ных машин.
279
Существенным принципиальным недостатком золотникового
клапана является его негерметичность. В закрытом состоянии
через кольцевые щели между золотником и корпусом клапана
просачивается жидкость. Из-за этого недостатка такие предо-
хранительные клапаны без специальных конструктивных мер не
могут применяться в тех случаях, когда клапан должен быть
герметичен.
Принцип действия шариковых и конусных предохранитель-
ных клапанов и основные зависимости. Несмотря на относитель-
ную простоту конструкции шариковых и конусных предохрани-
тельных клапанов, процесс, возникающий при срабатывании,
оказывается значительно более сложным, чем это представ-
ляется на первый взгляд, и до сих пор отсутствует достаточно
теоретически обоснованный расчет всех параметров предохра-
нительных клапанов этих типов.
На практике пользуются рядом приближенных зависимостей
и экспериментальных приемов, которые позволяют добиться
достаточно удовлетворительной работы клапанов.
На примере рассмотрения работы конусного предохранитель-
ного клапана представим сущность процессов, протекающих
в конусных и шариковых клапанах (рис. 8.9).
Клапан 1 (рис. 8.9, а) в закрытом состоянии прижат к седлу
2 усилием F предварительно сжатой пружины. Максимальные
удельные давления (без учета динамики) на уплотняющей
кромке седла клапана возникают при условии Р = 0.
В этом случае
N = (8.4)
2 sin р ’ v '
где N — реакция половины опорной поверхности седла, дейст-
вующей на клапан, кгс; F — усилие предварительного сжатия
пружины, кгс; 0 — угол образующей конуса с вертикальной
осью, градус.
Среднее удельное давление q (кгс/см1 2), возникающее на по-
верхности контакта седла с клапаном,
<85>
где n(R + r)l — площадь боковой поверхности усеченного ко-
нуса, см2.
Но
1 = ^.
sin р ’
тогда
q = —3.> =---------------- (8.6)
280
Предельное значение до-
пустимого удельного давле-
ния ^тах рекомендуется при-
нимать для термообрабо-
танной стали не более
800 кгс/см2, для бронзы —
300 кгс/см2.
По мере увеличения дав-
ления Р удельное давление
на поверхности контакта
седла с клапаном уменьша-
ется. Давление, при котором
произойдет открывание кла-
пана, будет равно
где Рот — давление открыва-
ния клапана, кгс/см2.
В действительности про-
пуск жидкости через клапан
начнется несколько раньше,
так как при значениях
удельных давлений на по-
верхности контакта седла с
клапаном, близких к нулю
(эта величина определяется
состоянием и микрогеомет-
рией контактирующих по-
верхностей), клапан начи-
нает терять свою герметич-
ность (рис. 8.10).
В связи с этим рабочее
давление в системах гидро-
привода, когда требуется
обеспечить заданные скоро-
сти движения исполнитель-
ных органов, обычно прини-
мается равным (рис. 8.10)
Рраб== (0,85 ^0,9) Рп.к.
Максимальное давление
рабочей жидкости в систе-
ме гидропривода обычно
равно
=(1,1* 1,2) Ра.к.
8.9. Схема действия сил в конусном кла-
пане:
а — клапан закрыт, б — клапан открыт
Зона потери м
герметичности с
8.10. Диаграмма давлений: рабочего, сра-
батывания предохранительного клапана
и максимального
О
281
В момент открывания между клапаном и седлом образуется
узкая щель, куда устремляется рабочая жидкость (см. рис. 8.9, б).
При этом мгновенно возрастает площадь клапана, подвергаю-
щаяся воздействию давления рабочей жидкости, которое в узкой
щели снижается от РОт до Р2- В этот момент на клапан (без
учета его динамики) действуют силы
41 р0Т + Т (°2 - ^2) ср - F * 0, (8.7)
где Рщ. ср — среднее давление в узкой щели при открытом кла-
пане, кгс/см2.
Силы статического давления жидкости на клапан в момент
его открывания значительно превышают усилия пружины, т. е.
+ т <D2 ~ <*2) ср > F- М
Таким образом, в момент отрыва от седла клапан получает
импульс для движения вверх с большим ускорением. При этом
сжимается пружина, через открывшуюся щель переливается ра-
бочая жидкость, давление Рот в гидромагистрали падает и сжа-
тая пружина с силой Fi возвращает клапан обратно, до встречи
с седлом. Это является основной причиной возникновения при
срабатывании подобного типа клапанов вибраций частотой
300—400 Гц, которые вызывают соответствующие вибрации дав-
ления и, как следствие, усталостные явления в трубопроводах,
заделках шлангов и других элементах гидромагистрали.
Работа предохранительного клапана усложняется еще и тем,
что по мере открывания на клапан начинают действовать допол-
нительные усилия, одно из которых вызвано гидродинамическим
воздействием на клапан потока обтекающей его рабочей жид-
кости, а другое (сила инерции) — ускоренным движением пере-
мещающихся с клапаном масс.
Величина гидродинамической силы, воздействующей на кла-
пан, зависит при прочих равных условиях главным образом от
скорости движения жидкости, обтекающей клапан, и конфигу-
рации клапана. При этом имеет значение конфигурация не
только рабочей части клапана, но и его хвостовика и их взаим-
ное положение, и также конфигурация седла, корпуса и собст-
венно клапана.
Поскольку при быстрых перемещениях клапана возникают
переходные процессы, связанные с изменением давления, вяз-
кости, скорости движения и расхода протекающей через клапан
жидкости, определить значение и характер изменения Рд за-
труднительно, однако о его наличии нельзя забывать, так как
в ряде случаев без этого невозможно понять сущность проис-
ходящих в клапане явлений.
Следует также учитывать влияние на работу клапана ча-
стоты собственных колебаний системы клапан—пружины и ча-
282
стоты пульсаций давления Р, создавае-
мых в гидромагистрали насосом того
или иного типа.
Рекомендуется в шариковых и конус-
ных предохранительных клапанах при-
нимать ширину рабочей контактирую-
щей кромки размером 0,2—0,5 мм.
Для устранения вибрации в кониче-
ских клапанах вводятся различного типа
демпфирующие устройства, создающие
при выдвижении клапанов силу трения,
пропорциональную по величине скорости
перемещения клапана (рис. 8.11).
Особенностью конструкции такого ко-
нусного клапана является то, что ра-
бочий элемент конического клапана 1
снабжен хвостовиком 2, заканчиваю-
8.11. Конусный предохра-
нительный клапан с демп-
фирующим устройством
щимся цилиндрическим пояском 3,
перемещаемым по отверстиям 4 с заданным зазором. При пере-
мещении клапана 1 на его хвостовике возникает сила трения,
обусловленная перетоками жидкости из одной полости в другую
через кольцевую щель между отверстием 4 и цилиндрическим
пояском 3.
Применение аналогичных демпфирующих устройств обеспе-
чивает спокойную, без вибраций работу предохранительных кла-
панов.
На основании экспериментальных исследований рекомен-
дуется угол р в коническом клапане принимать равным
30—45°.
Диаметр шарика D (мм) рекомендуется выбирать равным
D = (l,l - 1,15)d,
(8.9)
где d — диаметр подклапанного отверстия, мм.
В зависимости от расхода жидкости Q при перепаде давле-
ния AP = Pi—Р2 необходимую площадь проходного сечения кла-
панной щели приближенно можно вычислить по уравнению
Р = аРщ
(8.10)
где а — коэффициент расхода, для шарикового и конусного кла-
панов а — 0,64-0,65; g — ускорение силы тяжести, м/с; у —
масса единицы объема жидкости, кг/см3; Рщ — площадь щели
в клапане при его открывании, см2, приближенно
= Tzdt = ,Kdh sin р, (8.11)
где d — диаметр подклапанного отверстия, см; р — угол
283
образующей конуса (контактирующей кромки) с осью подкла-
панного отверстия, градус; h — высота подъема клапана, см,
А = andsin р V 2^ др • <812)
Учитывая, что y=pg, и принимая для нефтяных масел р =
= 0,9 г/см3, а а=0,62, выражая расход жидкости Q в л/мин,
получаем (мм)
Fm= 0,55/ДР ‘ (8’
На практике обычно, зная значение Q, находят необходимый
диаметр d (см) подклапанного отверстия, задаваясь скоростью
v движения жидкости в нем,
дГ=1,45]/-5-, (8.14)
где Q — расход жидкости через клапан, л/мин; v — скорость
движения жидкости в подклапанном отверстии, м/с.
Рекомендуется значение v принимать v = 104-20 м/с.
8.4.3. Конструкция конусных клапанов
для больших и переменных расходов
рабочей жидкости
При больших расходах жидкости в связи с необходимым
увеличением подклапанного отверстия возрастает пропорцио-
нально квадрату его диаметра усилие предварительного сжатия
пружины, что приводит к громоздким конструкциям клапанов.
Для устранения этого недостатка в подобных случаях приме-
няют конусные клапаны непрямого действия (рис. 8.12).
Жидкость под давлением поступает в корпус 1 клапана че-
рез отверстие Д. В корпусе 1 смонтирован главный конусный
клапан 2, в цилиндрическом хвостовике которого выполнено
дроссельное отверстие В, через которое рабочая жидкость под
давлением поступает в полость С и, воздействуя на клапан,
прижимает его к седлу.
В самом клапане 2 имеется центральное отверстие, закрытое
вспомогательным шариковым клапаном 3 с пружиной 4, отрегу-
лированной на открывание клапана 3 при заданном давлении.
Когда давление рабочей жидкости достигает заданного предела,
открывается вспомогательный клапан 3 и через центральное
отверстие в клапане 2 начинает протекать жидкость, расход ко-
торой будет ограничиваться дроссельным отверстием Б. При
этом давление в полости С снижается и становится значительно
меньше давления в полости В, вследствие чего клапан 2 плавно
поднимается от седла и открывается проход жидкости из от-
верстия А в отверстие D на слив.
284
8.12. Конусный клапан не-
прямого действия
8.13. Предохранительный
клапан с обратным конусом
для систем гидропривода
с насосом переменной по-
дачи
Наличие дроссельного отверстия 5, выполняющего при этом
роль демпфера, обеспечивает плавное поднимание и опускание
клапана 2. При такой схеме устройства клапана непрямого дей-
ствия пружина 5 выполняет вспомогательные функции, и уси-
лие, действующее на нее, можно ограничить до любой вели-
чины, независимо от диаметра подклапанного отверстия. Усилие
же, действующее на пружину 4 вспомогательного клапана 3,
незначительно, так как диаметр отверстия, через которое к кла-
пану 3 подводится жидкость, не определяется расходом жид-
кости, протекающей через главный клапан 2 при его открыва-
нии. Клапаны непрямого действия из-за некоторой инерцион-
ности их работы не рекомендуется применять в гидросистемах,
в которых возможны резкие колебания давления и расхода
жидкости.
В системах гидропривода с насосами переменной подачи,
когда расход жидкости в гидромагистралях может изменяться
от 0 до максимума, при применении шариковых и конических
клапанов обычной конструкции происходит большое изменение
предельных давлений открывания клапана при малой и мак-
симальной подаче жидкости.
Давление открывания клапана при максимальной подаче ра-
бочей жидкости может в отдельных случаях в два раза превы-
шать номинальное давление открывания клапана. Для устра-
нения этого недостатка и стабилизации давления открывания
клапана, независимо от величины подачи рабочей жидкости,
285
применяют специальную конструкцию предохранительного кла-
пана (рис. 8.13).
Клапан состоит из корпуса /, в котором смонтировано седло
2 с уплотняющей кромкой на обратном конусе. К седлу 2 пру-
жиной 3 прижимается клапан 4, выполненный в виде втулки
с наружным диаметром DK и внутренним Dp.
В отверстии клапана 4 диаметром Dp размещается разгру-
зочный стержень 5 с уплотняющим кольцом 6. Хвостовик
стержня упирается в заглушку клапана 7.
Назначение стержня 5 — разгрузить пружину 3 клапана 4
от значительной части усилия, вызываемого давлением рабо-
чей жидкости, подводимой к клапану через отверстие диамет-
ром d.
Подбирая соотношение диаметров £>р и d, действующее на
пружину 3 усилие можно уменьшить до требуемого минимума.
Уплотняющие кольца 6 играют при этом роль демпфера, созда-
вая силу трения, затрудняющую перемещение клапана 4.
Так как седло и клапан имеют уплотняющие кромки на об-
ратном конусе, то при открывании клапана поток рабочей
жидкости, проникающий в щель клапана, резко изменяет нап-
равление своего движения, что создает дополнительную подъем-
ную реактивную силу, действующую на клапан 4 при откры-
вании.
В зависимости от изменения расхода жидкости, протекаю-
щей через клапан, изменяется и величина реактивного усилия,
действующего на клапан 4, соответственно изменяются вели-
чина подъема клапана и площадь проходной щели между кла-
паном и седлом.
Экспериментально изменяя размеры клапана и углы кону-
сов, можно добиться практически стабильного давления при от-
крытом клапане независимо от изменяющегося в широких пре-
делах расхода жидкости, протекающей через клапан.
Конструктивно аналогичное решение может быть достигнуто
и другими средствами.
Так, на рис. 8.14 приведены схема устройства клапанной ко-
робки типа ПК и ее характеристика. Эта клапанная коробка
предназначена для применения в системе гидропривода с ре-
версивным насосом аксиально-поршневого типа переменной по-
дачи.
В клапанной коробке с учетом реверсивности насоса смонти-
рованы два предохранительных клапана, каждый из которых
действует независимо от другого при определенном направле-
нии потока рабочей жидкости. За счет подбора диаметра кони-
ческого пояска 1 и цилиндрической расточки D в корпусе 2
клапанной коробки добиваются создания дополнительного дина-
мического усилия, действующего на клапан при обтекании его
и цилиндрического пояска потоком жидкости. Это создает, как
видно из характеристики, практически стабильное давление при
286
3.14. Схема устройства клапанной коробки типа ПК к гидроприводам с ре-
версивным насосом аксиально-поршневого типа переменной подачи и харак-
теристика работы предохранительных клапанов трех типоразмеров в зависи-
мости от подачи насоса
открывании клапана независимо от изменения в широком диа-
пазоне расхода жидкости, протекающей через клапан.
В данной конструкции конусный клапан не является герме-
тичным, так как возможна утечка жидкости через центрирую-
щие пояски 3, 4 и отверстие 5 во всасывающей гидромагист-
рали.
При этом зазоры между центрирующими поясками и кор-
пусом клапанной коробки выполняют роль демпфера, устраняя
возможные вибрации клапана.
8.4.4. Предохранительные клапаны
золотникового типа
Для систем гидропривода горных машин, когда не требуется
абсолютной герметичности предохранительного клапана в закры-
том состоянии, большое распространение получили предохрани-
тельные клапаны золотникового типа: прямого, дифференциаль-
ного и непрямого действия (рис. 8.15).
В золотниковом клапане прямого действия (рис. 8.15, а) при
поступлении рабочей жидкости под давлением в полость А
положение золотника 1 уравновешивается действием пру-
жины 2, По мере увеличения давления золотник 1 поднимается
и открывает проход жидкости из полости А в сливную маги-
страль.
Для устранения возможных вибраций и резких колебаний
давления рабочей жидкости (особенно при совпадении частоты
пульсаций давления в гидромагистрали с собственной частотой
колебаний системы пружины—золотник) применено демпфиро-
вание золотника /, в котором для этого в отверстии 3 преду-
смотрен стержень 4 с демпфирующим пояском 5.
287
8.15. Схемы устройства предохранительных клапанов золотникового типа
Возникающее при перетоках жидкости сопротивление оказы-
вает демпфирующее действие на золотник. Такой тип золотнико-
вого клапана прямого действия рекомендуется использовать при
относительно небольших (до 30 л/мин) расходах жидкости.
При больших расходах и высоком давлении рабочей жид-
кости для уменьшения действующего на пружину усилия и со-
ответственно уменьшения габаритов клапана применяется пре-
дохранительный золотниковый клапан дифференциального дей-
ствия (рис. 8.15, б). В этом клапане рабочая жидкость под
давлением поступает одновременно в полости А и Б.
В корпусе 1 клапана помещен золотник 2, поджимаемый
пружиной 3. Золотник 2 снабжен хвостовиком 4, диаметр d ко-
торого выбран таким, чтобы уменьшить усилие в пружине 3 до
допустимого по габаритам предела.
При закрытом положении клапана выход рабочей жидкости
из напорной магистрали закрыт цилиндрическими поясками зо-
лотника.
При увеличении давления рабочей жидкости, действующего
на хвостовик 4, сжимается пружина 3, в результате чего золот-
ник 2 перемещается вниз, соединяя полость А со сливной маги-
стралью.
Для демпфирования перемещений золотник снабжен продоль-
ным каналом В с дроссельным отверстием Г, создающим сопро-
тивление перетоку жидкости при резких перемещениях золот-
ника.
По этой схеме выполняется большинство предохранительных
клапанов в системах гидропривода горных машин. .
В предохранительном золотниковом клапане непрямого дей-
ствия (рис. 8.15, в) рабочая жидкость под давлением поступает
288
8.16. Предохранительный золотниковый
клапан прямого действия — золотник на-
порный типа Г54-2
одновременно в полости А, Б и С,
затем через осевой канал 1 в золот-
нике 2— в полость В, выход из ко-
торой закрыт шариковым клапаном
3, прижатым пружиной 4.
При закрытом шариковом кла-
пане 3 золотник 2 гидравлически
уравновешен и пружиной 5 отжат
в крайнее нижнее положение. При
повышении давления рабочей жид-
кости до заданной величины шари-
ковый клапан 3 открывается, дав-
ление жидкости в полости падает
и золотник 2 начинает плавно пере-
мещаться вверх, открывая проход
жидкости из напорной магистрали
в сливную.
Конструкция предохранительно-
го клапана прямого дифференциаль-
ного действия — напорного золот-
ника типа Г54-2, серийно изготов-
ляемого гомельским заводом «Гид-
ропривод», приведена на рис. 8.16.
Напорные золотники предназна-
чены для использования их
в качестве предохранительных клапанов, а также дистанционно
управляемых разгрузочных клапанов. Вязкость используемой
в них рабочей жидкости составляет 10—200 сСт.
Золотник состоит из корпуса 1, в котором находится собст-
венно золотник 2, удерживаемый пружиной 3. При поступлении
рабочей жидкости под давлением в полость А золотник 2 за счет
разности диаметров верхнего и нижнего поясков (дифферен-
циальное действие) смещается вверх, сжимая пружину 3 и от-
крывая при этом проход жидкости на слив при заданном дав-
лении.
При подаче рабочей жидкости в полость Б происходит при-
нудительный подъем золотника под действием давления рабо-
чей жидкости на его торец, при этом напорная магистраль сое-
диняется со сливом, т. е. золотниковый клапан выполняет функ-
ции разгрузочного клапана. Техническая характеристика
напорных золотников типа Г54-2 приведена в табл. 8.1.
По этой принципиальной схеме конструктивно выполняются
предохранительные клапаны типа Г52-1 (рис. 8.17), серийно
19 Заказ № 305
289
Таблица 8.1
Техническая характеристика напорных золотников типа Г54-2
Тип золотни- ка Присоедине- ние Давление, кгс/см2 Условный про- ход, мм Расход, л/мин Утечка, см3/мин Масса, кг
номи- нальное наимень- шее реко- мендуемое номи- нальный наимень- ший реко- мендуемый
Г54-22 Резьбовое 25 3 10 20 1 20 1,6
БГ54-22 63 6 10 20 1 35 1,6
ВГ54-22 100 12 10 20 1 5Q 1,6
ПГ54-22 Стыковое 25 3 10 20 1 25 1,8
БПГ54-22 63 6 10 20 1 35 1,8
ВПГ54-22 100 12 10 20 1 50 1,8
Г54-23 Резьбовое 25 3 16 40 2 40 2,8
БГ54-23 63 6 16 40 2 60 2,8
ВГ54-23 100 12 16 40 2 80 2,8
Г54-24 25 3 20 80 3 40 2,8
БГ54-24 63 6 20 80 3 60 2,8
ВГ54-24 100 12 20 80 3 89 2,8
ПГ54-24 Стыковое 25 3 20 80 3 40 3,6
БПГ54-24 63 6 20 80 3 60 3,6
ВПГ54-24 100 12 20 80 3 80 3,6
Г54-25 Резьбовое 25 3 32 160 5 60 5,8
БГ54-25 63 6 32 160 5 90 5,8
ВГ54-25 100 12 32 160 5 120 5,8
ПГ54-25 Стыковое 25 3 32 160 5 60 6,2
БПГ54-25 99 63 6 32 160 5 90 6,2
ВПГ54-25 99 100 12 32 160 5 120 6,2
изготовляемые Ленинградским заводом станкопринадлежностей
и заводом им. Калинина Министерства станкостроения СССР.
Клапан состоит из корпуса /, в котором перемещается пе-
реливной золотник 2, отжимаемый пружиной 3 в крайнее пра-
вое положение. По оси золотник снабжен каналом 4 с дроссель-
ным отверстием 5, через которое при передвижении золотника
происходит переток жидкости из полости 6 в полость 7 и об-
ратно.
Корпус золотника закрыт крышкой 8, в которой смонтиро-
ваны седло 9 шарикового клапана 10, пружина 11 и регулирую-
щий винт 12 с контргайкой 13 и защитным колпачком 14.
Разъем между корпусом 1 и крышкой 8 уплотнен кольцом
15 из маслостойкой резиносмеси. С другой стороны корпуса 1
отверстие под золотник закрыто пробкой 16.
Для подвода и отвода жидкости к трубам гидромагистрали
приварены патрубки 17, сопряжение которых с корпусом 1 осу-
ществляется кольцами 18 из маслостойкой резиносмеси. Рабо-
чая жидкость под давлением поступает в полость 19 и одновре-
менно по обводному каналу 20 в полость 21 и далее через дрос-
290
S.17. Клапан золотниковый предохранительный непрямого действия типа Г52-1
сельное отверстие 5 и канал 4 в подклапанную полость 22 ша-
рикового клапана.
Кроме того, через отверстие 23 жидкость под давлением по-
ступает в полость 24. Переливной золотник 2 при этом гидрав-
лически уравновешен, и доступ жидкости ц полость 25 и слив-
ную магистраль закрыт. При увеличении давления рабочей жид-
кости срабатывает шариковый клапан, а жидкость по обводному
каналу 26 сбрасывается в полость 25. Давление в полостях
21 и 24 вследствие наличия дроссельного отверстия 5 будет пре-
вышать давление в полости 22, в результате чего золотник под
действием возникшей разницы давлений переместится влево,
открывая проход жидкости из полости 19 в полость 25.
Предохранительный клапан типа Г52-1 может быть исполь-
зован для дистанционной разгрузки гидросистемы от давления.
Для этого кран или золотник дистанционной разгрузки следует
соединить со сливом, при этом золотник переместится влево и
разгрузит гидросистему от давления. Предохранительные кла-
паны типа Г52-1 изготовляются восьми типоразмеров и трех
исполнений по способу соединения с гидромагистралью (с резь-
бовым соединением, стыковым соединением привалочной поверх-
ности и фланцевым соединением).
19*
291
Техническая характеристика предохранительных клапанов типа Г52-1
Рекомендуемый расход, л/мин:
максимальный.....................
минимальный .................
Давление рабочей жидкости, кгс/см2:
максимальное.....................
минимальное .................
Перепад давления, при изменении
расхода, кгс/см2:
от минимума до максимума . . .
от полного открывания до за-
крывания, при котором утечки
не должны превышать 0,2 л/мин
Давление разгрузки, кгс/см2 . . . .
Расход жидкости в цепи управле-
ния при разгрузке, л/мин, не более
Время набора давления после раз-
грузки, с, не более..............
Масса, кг........................
Г52-12 Г52-13 Г52-14 Г52-16 Г52-17 Г52-19
18 35 70 140 280 560
1 3 3 5 5 5
50 50 50 50 80 80
3 3 3 3 5 5
2 2 2 3 3 3
4 4 4 4 4 4
0,8 0,8 0,8 0,8 3 3
1 1 1 1 1 1
I 1 1 1 1 1
2,4 4,4 4,4 8,0 11,4 38,2
Для работы с более высокими давлениями рабочей жидко-
сти ульяновский завод гидроаппаратуры серийно изготовляет пре-
дохранительные разгрузочные клапаны типов М-КП и М-КПЭ.
Клапаны предназначены для предохранения систем гидропри-
вода от перегрузок, разгрузки от давления и поддержания дав-
ления в системах гидропривода. Клапан состоит из переливного
золотника, клапана прямого действия и двухпозиционного зо-
лотника с электромагнитным управлением.
Клапаны выпускаются с резьбовым исполнением (типы М-КП
и М-КПЭ) и со стыковым исполнением (типы М-ПКП и
М-ПКПЭ), без электромагнитного управления разгрузкой
(типы М-КП и М-ПКП) и с электромагнитным управлением
разгрузкой (типы М-КПЭ и М-ПКПЭ).
8.4.5. Предохранительные клапаны
гидравлических стоек индивидуальных
и механизированных крепей
Взаимодействие пород кровли с гидравлической стойкой
крепи образует в совокупности механическую систему, работа
которой, с одной стороны, определяется режимом нагружения
и деформаций вышележащей толщи пород, а с другой — сопро-
тивлением стойки крепи опусканию пород кровли. В системе по-
роды кровли — крепь особое место занимает предохранитель-
ный клапан, являющийся важнейшим элементом, определяющим
рабочее сопротивление гидростойки опусканию пород кровли.
Работа предохранительных клапанов гидростоек крепи проте-
кает в совершенно обособленных специфических условиях, при
этом к предохранительным клапанам предъявляют требования,
в значительной мере отличающиеся от требований, предъявляе-
292
мых к работе всех прочих типов предохранительных клапанов
систем гидропривода.
Наиболее характерным и длительным по времени режимом
работы предохранительного клапана гидростойки является ре-
жим, определяемый весьма малыми и монотонно нарастающими
опусканиями пород кровли со средней скоростью несколько мил-
лиметров в час и соответственно весьма малыми расходами
жидкости через клапан при относительно высоком значении ра-
бочего давления открывания клапана, находящегося обычно
в пределах 300—600 кгс/см2.
В качестве рабочей жидкости при этом применяются водно-
масляные эмульсии. В этих условиях важнейшими показате-
лями работоспособности крепи во взаимодействии с породами
кровли являются степень герметичности рабочей полости гидро-
стоек и стабильность их сопротивления опусканию пород
кровли. В случае увеличения суммарных микроутечек через
предохранительный или разгрузочный клапан или уплотнения
поршня гидростойка не будет развивать своего номинального
рабочего сопротивления, что может вызвать нарушение цело-
стности пород кровли и их внезапное обрушение, т. е. создать
опасную ситуацию в очистном забое.
Из всех элементов в системе гидравлической стойки наибо-
лее уязвимым с точки зрения микроутечек является предохра-
нительный клапан. Поэтому важнейшим специфическим требо-
ванием, предъявляемым к его работе, является требование
абсолютной герметичности во всем диапазоне изменения
рабочего давления жидкости в поршневой полости гидро-
стойки— от нуля до максимума, обусловливающего открывание
предохранительного клапана. Характер опускания пород кровли
показывает, что наряду с монотонным процессом нарастания
деформации (опускания) пород кровли эпизодически, особенно
при труднообрушаемых породах кровли, когда в вышележащих
слоях пород кровли залегают мощные слои песчаника или из-
вестняка, наблюдаются проявления резких осадок кровли (яв-
ления вторичной осадки кровли); при этом мгновенная скорость
опускания кровли может увеличиться на три порядка, достигая
в отдельных случаях 500 мм/с.
Этот режим работы предохранительного клапана гидростойки
надо учитывать, особенно когда механизированная крепь пред-
назначена для работы в труднообрушаемых породах кровли,
склонных к блочному обрушению, добиваясь, чтобы при таком
резком мгновенном оседании пород кровли не происходило
опасного увеличения давления сверх заданного предела в по-
лости гидростойки, приводящего к выводу ее из строя — разду-
тию гидравлического цилиндра, остаточным деформациям
выдвижной части гидростойки или деформации перекрытия.
Величины давления открывания и закрывания предохрани-
тельного клапана должны мало отличаться друг от друга
293
Техническая характеристика предохранительных разгрузочных клапанов типа М-КП и М-КПЭ
М-КПЭ-12 М-КПЭ-12-01 М-КПЭ-12-02 М-КПЭ-20 М-КПЭ-20-01 М-КПЭ-20-02 М-КПЭ-32 М-КПЭ-32-01 М-КПЭ-32-С2
Условный проход, мм 10 10 10 20 20 20 32 32 32
Номинальный расход жидкости, л/мин 40 40 40 100 100 100 250 250 250
Давление, кгс/см2:
нагнетания 100 200 320 100 200 320 100 200 320
настройки:
номинальное 100 200 320 100 200 320 100 200 320
минимальное 3 10 20 3 10 20 3 10 20
Перепад давления при изменении расхода от номинального до мини- мального (1,5 л/мин), кгс/см2 5 10 20 5 10 20 5 10 20
Давление разгрузки при дистанционном управле- нии, кгс/см2 Габариты, мм Масса, кг: — 119,5X90X138 •— 3 3 138,5X110X152 3 — 156,5X130X180 —
без электромагнит- ного управления 4,6 4,6 4,6 7,1 7,1 7,1 11,7 И,7 11,7
с электромагнитным управлением 6,1 6,1 6,1 8,6 8,6 8,6 13,2 13,2 13,2
Р, кгс/см2
Р,кгс/см2
О 10 20 30 tf-О 8}мм 0 2 ¥ 6 8 1О 12 1^ 16 13 t,4
8.18. Режим и характеристика работы предохранительного клапана гидравли-
ческой стойки
8.19. Типичные диаграммы потери герметичности гидростойки
и быть стабильными на протяжении всего ресурса работы
предохранительного клапана, а также не изменяться при значи-
тельных изменениях скорости опускания пород кровли (измене-
ние расхода сбрасываемой через клапан рабочей жидкости).
Режимы и характеристика работы предохранительного кла-
пана гидравлической стойки приведены на рис. 8.18.
Первый режим работы предохранительного клапана — нара-
стающее сопротивление (отрезок ОА), когда при закрытом кла-
пане вследствие опускания пород кровли увеличивается давле-
ние в рабочей полости гидростойки. При этом режиме от пре-
дохранительного клапана гидростойки требуется абсолютная
герметичность.
Второй режим работы предохранительного клапана — постов
янное сопротивление (отрезок АБ), когда гидростойка под дей-
ствием монотонного опускания кровли работает в режиме гид-
равлической податливости. При этом с известной частотой
происходит систематическое открывание и закрывание предохра-
нительного клапана с выпуском некоторого количества рабо-
чей жидкости из рабочей полости гидростойки. Рабочее сопро-
тивление гидростойки (соответственно давление рабочей жидко-
сти в поршневой полости гидростойки) колеблется в пределах
Pmin—Ртах, что определяется разностью давления открывания
и закрывания предохранительного клапана.
В этом режиме работы предохранительного клапана в за-
висимости от свойств пород кровли могут периодически про-
исходить резкие опускания пород кровли, когда через предохра-
нительный клапан проходят большие мгновенные объемы
жидкости. При этом наблюдается увеличейие сопротивления
гидростойки до значения Ртах.
Замкнутая гидростатическая система гидростойки имеет, как
правило, определенную микроутечку, величина которой довольна
295.
быстро уменьшается до нуля и в системе устанавливается
длительное давление, остающееся при данной температуре не-
изменным в течение сколько угодно большого промежутка вре-
мени (рис. 8.19).
Падение давления жидкости в системе гидростойки и декре-
мент уменьшения величины утечки зависят от величины рабо-
чего давления, микрогеометрии и точности изготовления уплот-
няющих поверхностей клапана, степени их износа, упругости
гидросистемы стойки (боковые породы), вязкости и других фи-
зических свойств рабочей жидкости.
Экспериментально установлено, что кривая герметичности,
снятая на протяжении 8 ч, достаточно точно характеризует ка-
чество изготовления и состояние предохранительного клапана.
Для контроля качества изготовления и герметичности гидро-
стойки рекомендуется снимать кривую герметичности только
при полной осадке выдвижной части гидростойки, когда объем
рабочей жидкости в поршневой полости становится минималь-
ным и малейшая микроутечка вызывает более ощутимое паде-
ние давления рабочей жидкости при заневоливании гидростойки.
Основные технические требования, предъявляемые к предо-
хранительным клапанам гидравлических стоек крепей. С учетом
изложенных выше специфических условий работы предохрани-
тельных клапанов гидравлических стоек крепей к ним предъяв-
ляются следующие основные технические требования:
абсолютная герметичность во всем диапазоне давлений
вплоть до заданного давления срабатывания предохранительного
клапана;
минимальный разброс величины рабочего давления при сра-
батывании (открывании и закрывании) предохранительного кла-
пана. Установлено, что в хорошо сконструированных клапанах
разброс давления при срабатывании клапана не должен превы-
шать при рабочем давлении ±5—7 %;
высокая степень надежности в эксплуатации и достаточная
долговечность, позволяющая без замены отработать выемочное
поле протяженностью не менее 1200 м. При этом установлено,
что изношенным считается клапан, у которого давление его от-
крывания снижается не более чем на 20 % от номинального
давления открывания предохранительного клапана;
стабильность давления открывания предохранительного кла-
пана независимо от скорости опускания кровли. При макси-
мальных скоростях опускания кровли, в том числе и мгновенных,
увеличение давления в рабочей полости гидростойки во избе-
жание ее выхода из строя не должно превышать более чем на
20 % номинальное давление открывания предохранительного
клапана;
предохранительный клапан должен быть доступным для за-
мены в шахтных условиях. Желательно, чтобы клапан был
смонтирован в отдельном легкосъемном патроне, а конструкция
296
его не должна допускать возможности регулирования давле-
ния открывания и закрывания в шахтных условиях;
все предохранительные клапаны должны иметь возможность
монтироваться в стандартном гнезде, одинаковом для различ-
ных типов гидравлических стоек.
Предохранительные клапаны шариковые и конусные прямого
действия в основном состоят из седла, собственно клапана (ша-
рикового или конусного) и пружины, прижимающей клапан
к седлу. Такого типа клапаны выполняются самоустанавливаю-
щимися и центрированными относительно оси подклапанного
отверстия седла.
Исследования показали, что клапаны самоустанавливаю-
щиеся имеют значительно меньший (в 3—4 раза) ресурс по
сравнению с клапанами центрированными, поэтому в настоящее
время для гидравлических стоек крепей самоустанавливающиеся
клапаны не применяются.
Работа обычных (шариковых или конусных) клапанов пря-
мого действия характеризуется апериодическим процессом
(рис. 8.20).
В момент срабатывания клапана происходит резкое падение
давления в замкнутой поршневой полости гидростайки; затем
клапан закрывается, и давление по мере опускания выдвижной
части гидростойки (пород кровли) вновь начинает возрастать
до последующего открывания клапана.
Основными недостатками таких клапанов являются: весьма
малый срок их службы (пропуск не более 10 л рабочей жид-
кости через клапан); практическая неработоспособность при
давлениях свыше 350 кгс/см2; большой разброс давлений откры-
вания и закрывания клапана, составляющий 20—40 % номи-
нального давления срабатывания клапана.
Вследствие этих причин обычные предохранительные кла-
паны (шариковые и конусные) прямого действия не могут быть
рекомендованы для систем гидравлических стоек крепей, рабо-
тающих при давлении свыше 300 кгс/см2.
Предохранительные клапаны (шариковые и конусные) пря-
мого действия с дроссельными устройствами выполняются
обычно двух типов: с заклапанным (рис. 8.21 а) и подклапан-
ным дросселированием (рис. 8.21,6).
В индивидуальных гидростойках получила распространение
конструкция с заклапанным дросселированием, состоящая из
корпуса 1, в котором размещается седло 2 шарикового кла-
пана 3. Корпус 1 закрывается стаканом 4 с регулировочной
гайкой 5. Внутри стакана 4 смонтирован шарикодержатель 6
с гильзой 7 и пружиной 8 клапана. Седло при сборке клапана
центрируется специальной конической оправкой относительно
шарикового клапана и закрепляется в сцентрированном поло-
жении торцом стакана 4. В корпусе 1 в заклапанной полости
предусмотрено дроссельное отверстие А диаметром 0,8 мм.
297
1 п ш
8.20. Осциллограмма работы обычного конусного клапана прямого действия:
/ — давление в подклапанной полости; // — перемещение клапана, /// — линия отсчета
8.21. Конструкция предохранительных клапанов.
а — шарикового с заклапанным дросселированием, б —- конического с подклапанным дрос-
селированием
Введение в конструкцию клапана заклапанного дроссельного
устройства способствует более стабильной характеристике кла-
пана и увеличению его долговечности.
Ввиду простоты устройства шариковые клапаны с заклапан-
ным дроссельным устройством получили распространение в ин-
дивидуальных гидравлических стойках типа ГСУ.
Предохранительный клапан с подклапанным дросселирова-
нием состоит из корпуса /, в котором смонтировано седло 2,
удерживающееся фасонной гайкой 3. Герметизация седла осу-
ществляется уплотнительным кольцом 4. В отверстии седла
установлен конический клапан 5, имеющий на своем хвостовике
298
цилиндрический поясок, выполняющий роль подклапанного дрос-
селя. Клапан 5 прижимается к седлу 2 пружиной 6 через над-
ставку 7. Усилие сжатия пружины 6 регулируется гайкой 8.
Наличие у клапана подклапанного дросселирования способ-
ствует увеличению подъема клапана при его открывании при со-
ответствующем уменьшении скорости протекания жидкости
в щели между клапаном и седлом, что, в свою очередь, обеспе-
чивает некоторое увеличение долговечности клапана.
Оба эти клапана применялись при рабочей жидкости масло
индустриальное И-20А и рабочем давлении: шариковый —
315 кгс/см2, конический — до 450 кгс/см2.
Предохранительные клапаны конические нарастающего кон-
тактного давления типа ЭКП. Существенным недостатком пре-
дохранительных клапанов (шариковых и конусных) является
уменьшение, вплоть до нуля в момент открывания клапана,
удельного давления на контактирующих поверхностях клапайа
и седла при увеличении давления рабочей жидкости (рис. 8.22 а).
Экспериментально установлено, что при уменьшении удель-
ного давления до определенной критической величины #Кр пре-
дохранительный клапан теряет свою герметичность—гиздаетия
до полного открывания клапана зона потери герметичности, ха-
рактеризуемая давлением, при котором начинается нарушение
герметичности клапана^ Величина^ этого давления.зависит как
от микрогеометрии контактирующих поверхностей седла и кла-
пана, так и от вязкости и других физико-механических свойств
жидкости.
Лишен этого недостатка предохранительный клапан нара-
стающего контактного давления с подвижным седлом (рис. 8.23).
Клапан состоит из корпуса 1, в котором установлено подвижное
седло 2 с уплотнительным кольцом 3 и шариковым клапаном 4.
В нижней части корпуса смонтирована предварительно сжатая
пружина 5, воздействующая на седло. Шариковый клапан при-
жимается к седлу пружиной 6 предварительного прижатия кла-
пана.
Рабочая жидкость под давлением подводится в полость А.
Рассмотрим работу этого клапана и характер изменения
удельного давления на контактирующих поверхностях клапана
и седла при изменении давления рабочей жидкости (см.
рис. 8.22, б).
Первое положение Р = 0. Клапан прижат к седлу действием
пружины 6, чему соответствует начальное удельное давление на
контактирующих поверхностях qH.
Второе положение — перемещение седла 2 и подход клапана
4 к упору 7. По мере повышения давления рабочей жидкости
-Рраб увеличивается усилие прижатия клапана к седлу и соот-
ветственно возрастает удельное давление q на контактирующих
поверхностях (клапан нарастающего давления). Одновременно
давление рабочей жидкости, действуя на торцовую поверхность
299
8.22. График изменения удельного давления на
контактирующих поверхностях седла и клапана*
а — в обычном клапане; б — в клапане нарастающего
контактного давления
8.23. Схема устройства клапана нарастающего
контактного давления с подвижным седлом
седла 2, перемещает его, сжимая пружину 5. При этом клапан
4 упирается в упор 7. В этот момент удельное давление q на
контактирующих поверхностях становится максимальным (/щах
(см. рис. 8.22,6).
Третье положение — открывание клапана. При дальнейшем
увеличении давления рабочей жидкости до Рн к перемещается
седло 2 и открывается щель между клапаном и седлом (клапан
остается неподвижным и удерживается упором 7) — происхо-
дит открывание клапана.
Рассматривая график изменения удельного давления на кон-
тактирующих поверхностях (см. рис. 8.22, 6), видим, что при том
же значении <?Кр у клапанов такого типа значительно меньше
зона потери герметичности — в этом и состоит их принципиаль-
ное преимущество.
Предохранительный клапан ЭКП ленинградского завода
«Пневматика» нарастающего контактного давления (рис. 8.24)
состоит из корпуса 1 патрона, в котором смонтирован подвиж-
ный корпус 2 с седлом 3, уплотнительным кольцом круглого се-
чения 4 и конусным клапаном 5, поджимаемым пружиной 6
начального поджатия.
300
8.24. Предохранительный клапан типа ЭКП нарастающего контактного давле
ния для гидравлических стоек механизированных крепе'й
Натяг пружины 6 создается гайкой 7. Подвижный корпус
седла 3 упирается через центрирующий шарик 8 в толкатель 9
с уплотнительным кольцом 10, прижимаемым пакетом тарель-
чатых пружин И, усилие поджатия которых регулируется гай-
кой 12. Рабочая жидкость под давлением поступает через филь-
трующую сетку 13 в полость А, затем по каналам в конусном
клапане — в полость Б. При движении седла клапан 5 своим
бортиком упирается в торец корпуса 1 — происходит открывание
клапана.
Клапан ЭКП в сборе в виде патрона с уплотнительным коль-
цом 14 монтируется в стандартном гнезде, размеры которого
приведены на рис. 8.25. Седло клапана изготовляется из полиа-
мида 610 литьевого по ГОСТ 10589—73, собственно клапан —
из стали марки ШХ15 по ГОСТ 801—78 со светлой закалкой до
твердости HRC = 55-s-60. Угол у вершины конуса — 60°. Конусная
поверхность клапана покрывается хромом твердым 36 по
ГОСТ 9.073—77. Фаска в седле клапана выполняется под углом
30°. Диаметр подклапанного отверстия — 3 мм.
Этот тип клапана серийно изготовляется ленинградским за-
водом «Пневматика» и получил широкое распространение для
гидравлических стоек механизированных крепей.
Предохранительный клапан золотникового типа конструкции
Узловского машиностроительного завода им. И. И. Федунца
(рис. 8.26) состоит из корпуса 1, в который ввинчен упор 2.
К упору прилегает промежуточная шайба 3, прижимаемая кор-
пусом седла 4 с уплотнительным кольцом 7.
В корпусе седла 4 смонтирован золотниковый клапан 6, упи-
рающийся через центрирующий шарик 8 и обойму 9 в пружину
10, предварительно сжатую регулировочным винтом 11 с контр-
гайкой 12.
301
О КОР 0 ft (PM 020 ~66)
120+°#
8.25. Гнезда под унифицированный клапан типа ЭКП
Вход в подклапанное отверстие седла 4 закрыт пробкой 5
с фильтровальной сеткой 13.
В сборе клапан защищается защитным колпачком 14, кото-
рый при монтаже клапана снимается.
Поверхность сопряжения клапана герметизируется двумя
уплотнительными кольцами 15.
В золотниковом клапане 6 предусмотрен глухой канал А
с боковыми каналами Б. Под действием давления рабочей жид-
302
8.26. Предохранительный клапан зо-
лотникового типа конструкции Узлов-
ского машиностроительного завода
им. И. И. Федунца
8.27. Газовый предохранительный
клапан типа ГВТН индивидуальной
гидравлической стойки с внешним
питанием
кости золотниковый клапан 6 перемещается вправо, сжимая
пружину 10.
При достижении заданного давления золотниковый клапан 6,
перемещаясь, занимает такое положение, когда его боковые
каналы Б проходят уплотнительное кольцо 7, и рабочей жид-
кости открывается проход в полость В и далее через канал С
на слив.
Экспериментальные исследования показали, что данный тип
клапана работает удовлетворительно при рабочем давлении
315—450 кгс/см2. Основные его недостатки — маленькая про-
пускная способность и значительное увеличение давления от-
крывания при резком опускайии пород кровли.
Газовый предохранительный клапан типа ГВТН (рис. 8.27)
конструкции производственного объединения «Каргормаш» и
303
М27* 1,5
8.28. Газовый клапан типа
КГУЗ.ОЮПР конструкции института
Гипроуглемаш
гайки 2 закреплено седло 3
кольцом 5.
ИГД им. А. А. Скочинского
является дальнейшим разви-
тием конструкции предохрани-
тельных клапанов для индиви-
дуальных гидравлических
стоек с внешним питанием.
Основные его преимущества:
увеличенные ресурс и надеж-
ность, малая чувствительность
к загрязнению рабочей жидко-
сти в сочетании с относитель-
ной простотой конструкции.
Клапан состоит из корпуса
1, внутри которого с помощью
с кольцом 4 и уплотнительным
В корпусе размещается резиновый баллон 6 с манжетой 7,
внутри которого находится в сжатом состоянии азот (отсюда и
название газовый клапан), выполняющий функцию сжатой пру-
жины. Торцовая стенка баллона 6 под давлением сжатого азота
прижимает к торцовой поверхности седла 3 и кольца 4 диа-
фрагму 8.
При подаче рабочей жидкости по мере увеличения давления
в полости А диафрагма 8 при заданном давлении отжимается
и рабочая жидкость проходит через каналы В на слив.
Для зарядки клапана сжатым азотом служит отверстие 9.
Газовый клапан типа КГУЗ.ОЮПР является дальнейшим
развитием конструкции предохранительных клапанов для гид-
равлических стоек механизированных крепей.
Основные его преимущества перед клапаном типа ЭКП —
увеличенные ресурс и надежность, малая чувствительность к за-
грязнению рабочей жидкости, лучшие динамические характери-
стики.
Конструкция газового клапана типа КГУЗ.ОЮПР, созданного
институтом Гипроуглемаш, приведена на рис. 8.28. Клапан со-
стоит из корпуса 1, закрытого заглушкой 2, в которой смонти-
рован резиновый баллон 3 со сжатым до 200 кгс/см2 азотом.
Внутри баллона 3 размещены пружина и пробка 4 для зарядки
клапана сжатым азотом. К нижнему торцу баллона 3 приле-
гает пластмассовая диафрагма 5, перекрывающая кольцевые
щели между седлом 6, втулкой 7 и стаканом 8. Для герметиза-
304
ции поверхности между корпусом 1 и седлом 6 предусмотрено
уплотнительное кольцо 9 с защитным кольцом 10.
Удерживается седло 6 в корпусе 1 заглушкой 2. Рабочая
жидкость под давлением поступает в полость А и при достиже-
нии заданного давления отжимает диафрагму 5, проходя в по-
лость Б и далее через отверстие — на слив. Для уплотнения кор-
пуса 1 предусмотрены два комплекта уплотнительных колец 11
с защитными кольцами 12.
Газовый предохранительный клапан типа КГУ3.010ПР яв-
ляется унифицированным клапаном для гидравлических стоек
всех типов механизированных крепей. Его серийное производ-
ство взамен клапана типа ЭКП осваивается на ленинградском
заводе «Пневматика».
Техническая характеристика предохранительных клапанов
гидравлических стоек
Узловскога завода ЭКП ГВТН.10 КГУ3.01СПР КГУ6.010ПР
Условный проход, мм 1,4 3 5 8 8
Давление настройки, кгс/см2: номинальное . . . 300 320 320 400 400
максимальное . . . 475 400 500 500 500
минимальное . . . 200 250 250 250 250
Расход рабочей жидко- сти, л/мин- номинальный . . . 0,03 0,03 0,03 0,03 0,03
максимальный при давлении +25 % от номинального . . . 6 30 40 80 80
Допускаемое от настро- ечного отклонение дав- ления при номинальном расходе, кгс/см2 . . . . Средний ресурс, л (цик- лы) 400 ±10 ±20 700700(25000) .20 ±10 700(25000) 20 ±10 700 (25 00Э)
Динамические характеристики предохранительных клапанов.
Характер воздействия пород кровли на гидравлические стойки
крепей имеет двоякий характер, а именно:
1. Монотонного опускания пород кровли со средней ско-
ростью порядка 3 мм/ч.
2. Динамического опускания пород кровли (обычно в пе-
риоды осадок кровли и разломов основной кровли) с макси-
мальными скоростями до 500 мм/с.
Если первый режим нагружения гидравлических стоек (и,
следовательно, их предохранительных клапанов) можно от-
нести к статическому, то второй режим характеризуется дина-
мическим нагружением.
Для снятия динамических характеристик работы си-
стемы гидростойка—предохранительный клапан институтом
20 Заказ Кв 305 305
8.29. Осциллограммы изменения давления в системе гидростойка—предохрани-
тельный клапан при динамическом нагружении усилием в.220 тс:-
а — с золотниковым предохранительным клапаном конструкции Узловского завода; б —
с клапаном типа ЭКП, в—>с газовым клапаном КГУЗ 010ПР, г —с газовым клапаном
КГУ6 010ПР
Гипроуглемаш совместно с ВНИМИ разработан метод динами-
ческих испытаний путем приложения к стойке значительных
динамических нагрузок.
На рис. 8.29 приведены осциллограммы динамических харак-
теристик гидравлических стоек с различными типами предохра-
нительных клапанов.
При равном нагружении средней динамической нагрузкой
в 220 тс, одинаковой настройке давления срабатывания кла-
пана— 340 кгс/см2 работа системы гидростойка—предохрани-
тельный клапан была различной.
Наибольший пик давления (700 кгс/см2) был у системы
с золотниковым клапаном Узловского завода (рис. 8.29, а).
306
а Р, кгс/см2
6
Q,
t-0f2c
0
О
400 - Р,
300 -кгс/см2 л/мин
200-200- 20 -
100 -100-10_
О *
Р, кгс/см2
8.30. Осциллограммы расхода жидкости Q через клапан при давлении перед
клапаном Р2 и давлении за клапаном Л:
а — золотниковый клапан конструкции Узловского завода, б — клапан типа ЭКП; в —
газовый клапан типа КГУЗ; г — газовый клапан типа КГУ6
У системы с клапаном типа ЭКП пик давления был равен
656 кгс/см2 (рис. 8.29, б), а с газовыми клапанами типов КГУЗ
и КГУ6 — соответственно 626 и 615 кгс/см2 (рис. 8.29, в, г).
Кроме того, если в гидросистемах с золотниковыми клапа-
нами конструкции Узловского завода и типа ЭКП падение
давления в поршневой полости гидростойки от максимального
до 400 кгс/см2 продолжалось 0,4—0,48 с, то при газовых кла-
панах типов КГУЗ и КГУ6 —не более 0,18 с.
Таким образом, исследованием установлено, что разные
типы предохранительных клапанов имеют различную пропуск-
ную способность.
Результаты испытаний пропускной способности различ-
ных типов предохранительных клапанов при нагружении их
20*
307
давлением, составляющим 4-25 % от номинального давления на-
стройки предохранительных клапанов, приведены на рис. 8.30.
Пропускная способность в зависимости от типов клапанов
весьма различна и составляет:
Пропускная спо-
собность при дав-
лении 4-25% от
номинала, л/мин
Золотниковый конструкции Узлов-
ского завода...................... 13,0
Типа ЭКП.......................... 15,0
Газовый типа:
КГУЗ............................ 90 *
КГУ6........................ 105 *
♦ При давлении +10 % от номинала.
Одновременно при этом было выяснено еще одно серьезное
эксплуатационное . преимущество газовых предохранительных
клапанов типа КГУ по сравнению с золотниковым клапаном
конструкции Узловского завода и клапаном типа ЭКП: прак-
тическая независимость у газовых предохранительных клапа-
нов расходной характеристики от противодавления на сливе.
Если в золотниковом клапане конструкции Узловского за-
вода (см. рис. 8.30, а) и клапане типа ЭКП (см. рис. 8.30, б)
при повышении давления Р\ на сливе расход жидкости через
клапан уменьшается и составляет нуль при достижении Р\ =
= 170 кгс/см2 у золотникового клапана и А =140 кгс/см2 у кла-
пана типа ЭКП, то у газовых клапанов (см. рис. 8.30, в, г)
с повышением противодавления на сливе расход жидкости даже
несколько увеличивается. Значительно более увеличенные рас-
ходные характеристики (90 и 105 л/мин) при превышении дав-
ления настройки предохранительного клапана всего на 4-10 %
от номинала делают эти клапаны особо пригодными для гид-
равлических стоек, работающих в условиях труднообрушаемых
пород кровли.
Снятие динамических характеристик предохранительных
клапанов является в настоящее время обязательным для всех
предохранительных клапанов гидравлических стоек индиви-
дуальных и особенно механизированных крепей.
8.5. Переливные и редукционные
клапаны
Переливной клапан (рис. 8.31) предназначен для пропуска
рабочей жидкости из гидромагистрали при постоянном задан-
ном в ней давлении.
Конструкция переливных клапанов аналогична обычным
предохранительным клапанам, но характеризуется более дли-
тельным и постоянным режимом работы, а также меньшей тре-
308
8.31. Переливной клапан:
1 — седло, 2 — конусный клапан, 3 — пру-
жина; 4 — регулировочный винт
8.32. Схема устройства редукцион-
ного клапана
бовательностью к герметичности. Обычно в качестве перелив-
ных клапанов применяют конусные или золотниковые клапаны.
Шариковые клапаны вследствие возможных вибраций и вра-
щений шарика и связанного с этим более ускоренного износа
седла и шарика не рекомендуется применять в качестве пере-
ливных.
Наиболее приемлемым типом переливного клапана является
золотниковый, который менее подвержен износу и обеспечи-
вает непрерывную работу в течение длительного времени.
Переливные клапаны обычно применяют для пропуска:
излишка жидкости из гидромагистрали при поддержании
заданного давления, когда подача насоса превышает расход
жидкости;
жидкости с целью создания определенного противодавления
в гидросистеме (например, для создания давления, уравнове-
шивающего массу вертикально перемещающихся узлов, для
устранения попадания воздуха в гидросистему и т. п.).
Редукционный клапан (рис. 8.32) предназначен для пони-
жения давления рабочей жидкости до заданного предела и под-
держания его постоянным, независимо от расхода рабочей
жидкости. Обычно редукционные клапаны применяют в слу-
чаях, когда от одного насоса питается несколько гидроагрега-
тов с разным давлением рабочей жидкости.
Редукционный клапан представляет собой автоматически
действующий клапан, сечение проходного отверстия которого
изменяется так, чтобы сопротивление проходу жидкости равня-
лось разнице между давлениями — переменным на входе Рн
309
и постоянным на выходе Рр. В нормальном положении под дей-
ствием пружины 1 редукционный клапан 2, связанный с плун-
жером 5, открыт. При этом давление на входе Рн равно реду-
цированному давлению на выходе Рр.
В случае повышения давления на входе возрастает усилие,
действующее на плунжер, и клапан начинает перемещаться,
увеличивая сопротивление проходу жидкости и поддерживая
постоянным давление на выходе Рр. При дальнейшем повыше-
нии давления на входе клапан, перемещаясь влево, закрывается.
В качестве редукционного может быть использован золот-
никовый предохранительный клапан типа Г52-1.
8.6. Клапанные распределители
Клапанный распределитель представляет собой набор меха-
нически, гидравлически или электрически (соленоидом) управ-
ляемых обратных клапанов, открывающихся или закрываю-
щихся в необходимой последовательности для обеспечения
(или прекращения) прохода рабочей жидкости к тем или иным
гидроагрегатам.
Обычно клапанные распределители применяются при дав-
лении рабочей жидкости 160—320 кгс/см2, а также в случаях,
когда утечки рабочей жидкости в распределителях должны от-
сутствовать или быть минимальными.
Клапанные распределители в целях повышения надежности
выполняются преимущественно с конусными и реже с шарико-
выми клапанами.
Унифицированный клапанный распределитель е механиче-
ским (ручным) управлением для систем гидропривода меха-
низированных крепей, разработанный в ПНР, приведен на
рис. 8.33.
Клапанный распределитель состоит из корпуса /, в двух рас-
точках которого смонтированы два клапана, управляемые од-
ной рукояткой 2.
В расточке корпуса 1 помещен стакан 3 с пружиной 4, при-
жимающей конусный клапан 5 к пластмассовому седлу 6,
смонтированному в корпусе 7. В нормальном положении кла-
пан 5 закрыт. Клапан открывается поворотом рукоятки 2,
когда ее выступ поворачивает рычаг 8 и далее через толкатели
9 и 10 отжимает клапан 5 от седла 6. Для уплотнения толка-
телей служат манжеты И.
Рукоятка выполнена так, что после отпуска она под дей-
ствием пружины 12 автоматически возвращается в нейтральное
положение, при этом оба клапана закрыты.
Конструкция гидравлически управляемого клапана приве-
дена на рис. 8.34. Клапан состоит из корпуса /, в котором
смонтировано седло 2. В последнем перемещаются два кониче-
ских клапана 3 и 4. В исходном положении под действием пру-
310
8.33. Клапанный распределитель для
систем гидропривода механизирован-
ных крепей конструкции, разработан-
ной в ПНР
8.34. Гидравлически управляемый
клапан
жины 5 клапан 3 закрыт, а клапан 4 открыт и рабочая жид-
кость из полости А поступает в полость 5. Подачей давления
в полость Г осуществляется перемещение поршня 6 до закры-
вания клапана 4 и одновременного открывания клапана 3.
При этом рабочая жидкость из полости А поступает в по-
лость В.
Гидравлически управляемые клапаны (модули) получили
распространение в устройствах, когда линии управления отде-
лены от силовых магистралей. Это позволяет для цепей управ-
ления применять каналы незначительного сечения (обычно до
3 мм в диаметре), что уменьшает размеры управляющей гид-
роаппаратуры, а на силовой магистрали — гидравлически
311
8.7. Краны
8.35. Электрически управляемый кла-
пан (электрогидроклапан)
управляемый клапан с кана-
лами требуемого по расходу
рабочей жидкости сечения.
Электрически управляемые
клапаны (электрогидроклапа-
ны) получили распространение
в устройствах, где использу-
ются электрические цепи упра-
вления. Конструкция электро-
гидроклапана типа ЭКУ.320
приведена на рис. 8.35.
В корпусе 1 клапана смон-
тировано седло 2, в расточке
которого перемещаются два
конусных клапана 3 и 4.
В исходном положении под
действием веса якоря 5 кла-
пан 3 закрыт, а клапан 4 от-
крыт. При включении солено-
ида 6 якорь 5 приподнимается
и под действием пружины 7
клапан 4 закрывается, а кла-
пан 3 открывается.
Кроме электрического уп-
равления в клапане типа
ЭКГ.320 предусмотрено и руч-
ное управление, осуществляе-
мое вручную нажимом на
стержень S.
Краном называется распределительное устройство, в кото-
ром рабочий элемент — цилиндрическая пробка при изменении
направления распределения рабочей жидкости совершает вра-
щательные движения, иногда сочетающиеся с осевыми пере-
мещениями.
Распределители кранового типа обычно применяются при
рабочих давлениях до 160 кгс/см2.
В горных машинах получили применение крановые распре-
делители типа Г71 с цилиндрической пробкой, изготовляемые
заводом станкопринадлежностей (рис. 8.36).
Крановый распределитель типа Г71-21 (рис. 8.36, а) состоит
из корпуса /, передней 2 и задней 3 крышек, стянутых тремя
312
8.36. Крановый распределитель с цилиндрической пробкой типов:
а — Г71-21, б — 2Г71-21
болтами 4. Рукояткой 5 можно поворачивать цилиндрическую
пробку 6. Рукоятка 5 снабжена шариковым фиксатором, фик-
сирующим ее в двух положениях / и II.
Рабочая жидкость под давлением подводится в корпус 1
через отверстие 7. Отверстия 8 и 9 сообщаются с полостями
гидроагрегата. Отверстие 10 соединяется со сливом. На цилинд-
рической поверхности пробки имеются четыре симметрично рас-
положенные канавки, соединенные между собой каналами, что
обеспечивает гидравлическую уравновешенность пробки.
В положении I рабочая жидкость под давлением поступает
от отверстия 7 через канал в пробке к отверстию 9 и далее
в полость гидроагрегата (например, поршневую полость
цилиндра). При этом штоковая полость через каналы 8 и 10
будет соединена со сливом. При повороте рукоятки на 45° в по-
ложение II рабочая жидкость под давлением будет поступать
через канал 8 в штоковую полость, а из поршневой полости
через отверстия 9 и 10 на слив. Таким образом, положения ру-
коятки распределителя соответствуют ходу штока цилиндра
вперед или назад.
Крановый распределитель типа 2Г71-21 (рис. 8.36, б) отли-
чается от крана типа Г71-21 конструкцией корпуса, наличием
втулки /, крана 2 и крышек 3 и 4. В кране предусмотрены два
отверстия для подвода рабочей жидкости, два отверстия для
одной полости и два отверстия для другой (управление одно-
временно двумя гидроцилиндрами).
Кран типа 2Г71-21 выполнен трехпозиционным. В нейтраль-
ном положении обе полости гидроагрегатов находятся под дав-
лением.
8.8. Поворотные распределители
с плоскими золотниками
8.8.1. Общие сведения
В качестве многопозиционных распределителей в системах
гидропривода механизированных крепей, передвижки струговых
установок и забойных конвейеров, широкое распространение
получили поворотные распределители с плоским золотником.
Примером типичной такой конструкции является распреде-
литель унифицированный ЭРА1М, серийно изготовляемый ле-
нинградским заводом «Пневматика» (рис. 8.37).
Распределитель состоит из корпуса /, плоского золотника 2,
с которым взаимодействуют притертые торцовые поверхности
двух распределительных втулок (одна центральная 3 и одна
периферийная 4) с уплотнительными кольцами 5, смонтирован-
ными в расточках поворотного корпуса распределителя 6. Кор-
пус распределителя 6 можно вращать в корпусе 1 рукояткой 7,
снабженной фиксатором. Для восприятия осевых усилий, дей-
ствующих на поворотный корпус распределителя, служит упор-
314
ный шарикоподшипник S. Для герметизации сопряжения кор-
пуса 1 с плоским золотником 2 служит уплотнительное кольцо 9,
а для герметизации каналов в плоском золотнике 2 служат
уплотнительные кольца 10. Снизу привалочная поверхность
плоского золотника закрыта заглушкой 11.
Техническая характеристика распределителя ЭРА1М
Условный диаметр проходного отверстия, мм . . 6
Номинальный расход, л/мин...................50
Номинальное рабочее давление, кгс/см2.......200
Потери давления при номинальном расходе,
кгс/см2, не более*
при прямом потоке........................10
при обратном потоке......................25
Позиционность, позиций...................... 8
315
Первоначальное прижатие распределительных втулок 3
к плоскому золотнику 2 осуществляется пружинами. Рабочая
жидкость под давлением поступает по центральному каналу
в центральную распределительную втулку.
При этом вследствие наличия разности торцовых площадей
втулка 3 начинает прижиматься к плоскому золотнику 2 с уси-
лием N (кгс):
D2 — rf?
"-Р-Бгф <8Л5>
где D — наружный диаметр распределительной втулки 3, см;
di—диаметр отверстия в распределительной втулке 3, см; —
диаметр расточки в контактирующем с золотником 2 торце
втулки 3, см.
Для надежной работы распределительного устройства
с плоским золотником важно правильно выбрать величину
удельного давления q (кгс/см2) на уплотняющей кромке:
N
При работе с водно-масляными эмульсиями рекомендуется
выбирать <7«20-т-30 кгс/см2.
Из полости центральной распределительной втулки рабочая
жидкость под давлением попадает в полость периферийной рас-
пределительной втулки и от нее в один из восьми каналов
плоского золотника в зависимости от положения поворотного
корпуса распределителя.
В процессе эксплуатации установлено, что одним из суще-
ственных недостатков такого типа распределителей является
постоянное нахождение распределительных втулок 3 и 4 под
давлением, в том числе и при вращении корпуса распредели-
теля. Вследствие этого в процессе эксплуатации возникают пе-
ретоки через контактирующие поверхности распределительных
втулок, что приводит к эрозийному износу как поверхности
седла, так и контактирующих с ним поверхностей распредели-
тельных втулок.
Вследствие этого все последующие конструкции подобного
типа распределителей стали снабжать специальным (отсечным)
клапаном, отсекающим напорную магистраль от распредели-
тельных втулок, пока не выбрана нужная позиция.
8.8.2. Распределитель поворотный с плоскими
золотниками и отсечным клапаном типа ЭРА1К
Распределитель ЭРА1К (рис. 8.38) является дальнейшим
развитием конструкции распределителя ЭРА1М.
Основное отличие данной конструкции распределителя за-
ключается в дополнительном наличии отсечного клапана, со-
316
5
6
8.38. Распределитель поворотный с плоскими золотниками и отсечным клапа-
ном типа ЭРА1К
стоящего из седла 1, шарикового клапана 2, прижимаемого
к седлу пружиной 3 и ограничивающего поступление рабочей
жидкости под давлением в периферийные распределительные
втулки 4. При оттягивании рукоятки 5 вверх толкателем 6
принудительно открывается шариковый клапан 2 и рабочая
жидкость под давлением поступает в периферийную распреде-
лительную втулку и далее в тот или иной канал плоского зо-
лотника 7.
Распределитель ЭРА1К имеет три исполнения: I —
ЭРА1К.000 и ЭРА1К.000—01 с одной периферийной втулкой
и восемью позициями, II — ЭРА1К.000—04 — с тремя перифе-
рийными втулками; III — ЭРА1К-000—02 и ЭРА1КООО—03 —
с тремя периферийными втулка’ми.
Эти три исполнения обеспечивают получение двух гидрав-
лических схем включения каналов при восьми позициях.
317
Распределитель ЭРА1К значительно совершенней распреде-
лителя ЭРА1М, в связи с чем производство распределителей
ЭРА1М с 1979 г. прекращено, а взамен осваивается серийное
производство распределителей ЭРА1К. Одним из недостатков
этого распределителя является недостаточный условный диа-
метр проходного сечения, что вызывает увеличенные потери
давления.
8.8.3. Распределитель поворотный с плоскими
золотниками и отсечным клапаном типа РПК
Распределитель типа РПК (рис. 8.39) является дальнейшим
развитием конструкции распределителей этого типа.
Особенностями конструкции этого распределителя являются:
увеличенный до диаметра 8 мм условный проход, что снижает
потери давления в распределителе; патронная легкосменная
конструкция отсечного клапана 3, смонтированного в отдель-
ном стакане 1; размещение шарикового фиксатора 2 внутри
корпуса 4, что обеспечивает его более надежную работу;
Для крепей типов МК97, МК98 и 2М31Э
Н 1 2 3 9 5 6 6-7 7 8 8-9 9
8.39. Распределитель поворотный с плоским золотником и отсечным клапа
318
ном типа РПК
319
наличие сменного седла 5, что облегчает ремонт распределителя;
возможность в отдельных позициях подачи рабочей жидкости
одновременно к двум гидростойкам с последующим их раз-
дельным управлением (см. гидравлические схемы распредели-
теля, приведенные на рис. 8.39); возможность работы с рабо-
чим давлением 320 кгс/см2.
Распределитель типа РПК рекомендуется применять для
систем гидропривода механизированных крепей с диаметром
гидростоек до 160 мм.
8.8.4. Распределитель поворотный с плоскими
золотниками и отсечным клапаном типа 2ГР12
Распределитель типа 2ГР12 (рис. 8.40) предназначен для
систем гидропривода механизированных крепей с диаметром
гидростоек свыше 160 мм.
Основные отличия его конструкции: увеличение до 12 мм
диаметра условного прохода, что позволяет распределителю
работать с номинальными расходом рабочей жидкости 160 л/мин
и давлением до 320 кгс/рм2 при перепаде давления 40 кгс/см2;
возможность одновременной подачи рабочей жидкости в два
гидроцилиндра с обеспечением их раздельным управлением;
увеличение позиционности до 15, что обеспечивает управление
секциями крепи наиболее сложных конструкций (гидравличе-
ская схема распределителя приведена на рис. 8.40); наличие
конусного разгруженного отсечного клапана 1, что обеспечи-
вает его увеличенный ресурс и более надежную работу, нали-
чие шарикового фиксатора 2, размещенного внутри корпуса 3.
Гидрораспределитель типа 2ГР12 применяется в системах
гидропривода механизированных крепей типов М-120 и М-130.
8.9. Распределители золотникового типа
8.9.1. Общие сведения
Принципиальная схема устройства распределителя золотни-
кового типа приведена на рис. 8.41.
Основным элементом такого распределителя является зо-
лотник 1, перемещающийся в осевом направлении в гильзе 2
(имеются конструкции безгильзовых золотниковых распредели-
телей, когда отверстие под золотник выполняется непосред-
ственно в корпусе распределителя), с каналами для прохода
жидкости.
Золотник — это плунжер, снабженный кольцевыми проточ-
ками, образующими проход жидкости между окнами в гильзе
(или корпусе распределителя).
Наружный диаметр золотника тщательно подогнан к диа-
метру отверстия в гильзе (обычно диаметральный зазор между
320
8.40. Распределитель поворотный с плоским золотником и отсечным клапаном
типа 2ГР12
21 Заказ № 305
8.41. Принципиальная схема устройства распределителя золотникового типа
золотником и гильзой выбирается в пределах 5—20 мкм). Для
уменьшения сопротивлений осевому перемещению золотника
уплотнения между поясками золотника и гильзой отсутствуют,
а имеющиеся узкие щели выбираются такими, чтобы за счет
создаваемого в них сопротивления перетоки рабочей жидкости
внутри распределителя были в допустимых пределах.
Для облегчения качественного изготовления и технологич-
ности конструкции обычно уплотняющие пояски золотника вы-
полняются одного диаметра.
С учетом технологической сложности изготовления отвер-
стий в гильзе и золотнике с требуемой степенью точности при-
нят следующий ряд диаметров (выборка из ГОСТ 12447—67):
8—10—12—16—20—25—32 мм.
Золотниковые распределители выполняются с управлением:
ручным, гидравлическим, электромагнитным (соленоид). Пос-
ледние два способа применяются обычно в системах дистан-
ционного, программного или автоматического управления.
По выполняемым функциям золотниковые распределители
бывают обычно трех типов: двухходовые, трехходовые, четы-
рехходовые.
Двухходовой распределитель выполняет две функции кла-
пана— открывает и закрывает проход жидкости. Такие золот-
ники применяются довольно редко.
Трехходовой распределитель выполняет три функции — со-
единяет гидроагрегат с напорной или сливной магистралью
и отключает его от напорной и сливной магистралей.
Четырехходовой распределитель имеет наибольшее распро-
странение и применяется чаще всего для управления гидроци-
линдром двустороннего действия, соединяя поочередно поршне-
вую и штоковую полости с напорной и сливной магистралями.
В зависимости от числа фиксированных положений при осе-
вом перемещении золотника вдоль гильзы распределители бы-
вают в основном двух- или трехпозиционные.
По технологическим соображениям продольная длина зо-
лотника из условий его жесткости не должна быть больше
£сум= Ю-7-12J, где d — диаметр золотника, см. В связи с этим
золотники с позициями более трех выполняются весьма редко.
В трехпозиционных распределителях зачастую возврат
в нейтральное (среднее) положение осуществляется пружиной
3 (см. рис. 8.41), сжимаемой при перемещении золотника
322
в гильзе 2 вправо или влево до крайних положений. Это со-
здает удобство и определенную безопасность в управлении, так
как при отпускании рукоятки автоматически прекращается
движение того или иного гидроагрегата.
Относительная простота конструкции, надежность в работе,
малые усилия (при правильной конструкции и технологии
изготовления), необходимые для перемещения золотника, воз-
можность компоновки в одном блоке нескольких золотников,
меньшая чувствительность к загрязнению рабочей жидкости по
сравнению с клапанными распределителями — основные пре-
имущества, обеспечившие широкое распространение золотни-
ковых распределителей в самых разнообразных системах гид-
роприводов, применяющихся в угольном и горном машино-
строении.
8.9.2. Выбор основных параметров
распределителя золотникового типа
Диаметр золотника d3 (см) определяется в зависимости от
максимального расхода жидкости по уравнению
где Qmax — максимальный расход жидкости, см3/с; d — диаметр
шейки золотника, см; обычно по конструктивным соображе-
ниям принимают d= (0,6-г-0,7)d3\ и — допускаемая скорость
движения жидкости во внутренних каналах распредели-
теля, см/с.
В зависимости от давления рекомендуется принимать:
Ри (КГ/СМ2) . . 3 5 10 25 500 100 160 200
v (см/с) ... 100 125 160 250 375 550 675 750
Минимальную величину перекрытия /п (мм) (см. рис. 8.41)
в зависимости от диаметра золотника d3 (мм) рекомендуют
выбирать равной:
d3. • . . 8—10 16—25 32
/„.... 1—2 2—3 3-4
Диаметральный зазор
мендуется принимать
1,25 *
б (мкм) в золотниковой паре реко-
Потери давления в золотниковом распределителе Г. М. Башта
рекомендует определять по формуле
Др «8,5 • 1O-5Q2,1,'
где Др — потери давления, кгс/см2; Q — расход жидкости, л/мин.
21*
323
8.9.3. Усилия сопротивления перемещению
золотника
Обычно сопротивление перемещению золотника при рабо-
чем давлении жидкости не превышает 200 гс. Однако довольно
часто при перемещении золотника наблюдаются случаи значи-
тельного увеличения сопротивления его перемещению. Такое
увеличение сопротивления перемещению золотника обычно про-
исходит в основном вследствие гидравлического или механиче-
ского защемления золотника, заклинивания частиц грязи в за-
зорах между гильзой и золотником, облитерации уплотнитель-
ных щелей.
Гидравлическое защемление золотника происходит вслед-
ствие возникновения неуравновешенных радиальных усилий,
действующих на золотник и увеличивающих сопротивление пе-
ремещению золотника. Причиной возникновения таких радиаль-
ных усилий являются отклонения от правильной геометриче-
ской формы отверстия в гильзе и цилиндрических поясков зо-
лотника, а также непараллельность их осей, вследствие чего
происходит неравномерное распределение давления рабочей
жидкости в кольцевой щели между рабочим пояском золотника
и гильзой.
Поскольку встречающиеся на практике отклонения от пра-
вильной геометрической формы и соосности золотника и отвер-
стия гильзы носят весьма разнообразный и случайный харак-
тер, не представляется возможным дать математическое опре-
деление возникающих неуравновешенных радиальных усилий,
однако возможно для наиболее характерных случаев дать ка-
чественные оценки, что имеет большое практическое значение
(рис. 8.42).
В случае выполнения пояска конусным (рис. 8.42, а, б) или
бочкообразным (рис. 8.42, в) возникает момент двух сил, кото-
рые могут значительно увеличить сопротивление золотника
перемещению. При перекосе осей золотника и гильзы
(рис. 8.42, г) возникают неуравновешенные радиальные усилия,
перекашивающие золотник в гильзе. В случае появления на
пояске золотника выступа (например, от наличия грязи, смоли-
стого осадка или угольной пыли и т. п.— рис. 8.42, д) возни-
кает так называемая гидродинамическая тень, т. е. застой жид-
кости против выступа и образование неуравновешенных ра-
диальных усилий. Аналогичное явление возникает при
эксцентричном положении конусной поверхности золотника
(рис. 8.42, е).
Для уменьшения сил гидравлического защемления золот-
ника используют как одно из наиболее простых и эффективных
средств, получивших большое распространение на практике,
прорезание на поверхности рабочего пояска золотника кольце-
вых канавок (рис. 8.43). Канавки способствуют выравниванию
324
а в
8.42. Неуравновешенные радиальные
усилия, возникающие и действующие
на золотник при различных отклоне-
ниях от правильных геометрических
форм:
Р — давление рабочей жидкости, х — коор-
динаты по ширине цилиндрического пояска
распределителя
б
где
8.43. Влияние кольцевых канавок на
разгрузку золотника от действующих
неуравновешенных радиальных уси-
лий:
Л и Р2 — давление рабочей жидкости на
входе и выходе из щели; х — координаты
по ширине цилиндрического пояска; а —
угол перекоса оси золотника
давления в кольцевом зазоре вокруг золотника и соответственно
уменьшению неуравновешенных радиальных усилий, действую-
щих на золотник (рис. 8.43).
Канавки р-екомендуется прорезать шириной 0,3—0,5 мм, глу-
биной 0,8—1,0 мм. Минимальное расстояние между канавками
следует принимать не менее 2 мм. Несмотря на уменьшение
длины уплотняющей щели, на практике зачастую утечки через
поясок золотника после прорезания канавок не увеличиваются,
а даже уменьшаются. Это объясняется тем, что канавки улуч-
шают центрирование золотника в гильзе и создают дополни-
тельную турбулентность потоку рабочей жидкости в кольцевой
щели.
Механическое защемление золотника может возникнуть
вследствие деформаций как гильзы, так и золотника. Причи-
нами такого защемления могут быть деформации: корпуса
и гильзы распределителя крепящими болтами, затяжкой
325
пробок или-штуцеров с конической резьбой; золотника и гильзы
вследствие остаточных напряжений после термообработки, за-
варки заглушек, приварки штуцеров и др. В связи с этим не
рекомендуется в корпусе распределителя иметь отверстия с ко-
нической резьбой и каналы, заглушенные заваренными проб-
ками.
Гильза и золотник должны быть после закалки подверг-
нуты искусственному старению и термообработке холодом при
температуре —70 °C.
Чистота поверхности гильзы и поясков золотника не должна
превышать 0,32 мкм, овальность и конусность — 0,5 мкм.
Для устранения заклинивания частиц грязи в системе гидро-
привода с распределителями золотникового типа должна осуще-
ствляться тонкая фильтрация (до 20 мкм) рабочей жидкости.
Облитерация уплотнительных щелей адсорбированными на
поверхностях гильзы и золотника полярными молекулами при
пребывании золотника в покое приводит к развитию сил трения
покоя, которые могут в десятки и сотни раз превышать нор-
мальное сопротивление перемещению золотника.
Для устранения этого явления гильзе и золотнику сообщают
осциллирующие перемещения (осевые или угловые) с ампли-
тудой 0,1—0,3 мм и частотой 20—100 Гц. Применение осцил-
лирующих перемещений гильзы или золотника в 20—25 раз
уменьшает силы страгивания золотника с места. Применение
устройств, сообщающих золотнику или гильзе дополнительные
перемещения, связано с усложнением конструкции распредели-
теля. Такое решение оправдано в случаях создания чувстви-
тельных -систем гидропривода, редко встречающихся в прак-
тике угольного машиностроения.
8.9.4. Особенности конструкции
распределителей золотникового типа,
применяющихся в системах гидропривода
горных машин
Унифицированный распределитель типа УГ-10. Для систем
гидропривода угольных и проходческих комбайнов, буровых
машин и другой техники институтом Гипроуглемаш разрабо-
тана конструкция унифицированной секционной аппаратуры
типа УГ-10, состоящая из набора секционных блоков со всей
необходимой распределительной и регулирующей аппаратурой,
включающей золотниковые трехпозиционные распределители,
односторонние или двусторонние гидрозамки, предохранитель-
ные клапаны прямого и непрямого действия.
Золотниковый распределитель типа УГ-10 (рис. 8.44) со-
стоит из секции корпуса /, в котором в сквозной расточке за-
прессована гильза 2, в которой перемещается золотник 3.
С обеих сторон расточка под гильзу в корпусе закрыта за-
326
глушками 4 и 5 с уплотнительными кольцами 6 и 7. Переме-
щение золотника осуществляется рукояткой 8, смонтированной
в штуцере 9.. Резиновый сильфон 10, охватывающий рукоятку
и корпус штуцера, предотвращает попадание пыли и грязи
в распределитель. Предусмотрено два исполнения распредели-
теля: I — с тремя фиксированными положениями с помощью
шарикового фиксатора, пружины и втулки фиксатора; II —
с автоматическим возвратом из крайних положений в нейтраль-
ное среднее с помощью пружины 11.
Возможные гидравлические схемы управления силовыми
цилиндрами (либо другими гидроагрегатами) с использованием
унифицированной гидроаппаратуры типа УГ-10 приведены на
рис. 8.45.
Варианты исполнения гидросхем:
1 — промежуточные золотниковые секции: с золотником,
гидрозамком и предохранительным клапаном, двухзолотниковое
исполнение (в одном корпусе), однозолотниковое исполнение;
2 — промежуточные секции для установки пилотного элект-
рогидрораспределителя РП2 для управления: двумя рабочими
распределителями (монтаж РП2 снизу), двумя рабочими рас-
пределителями (монтаж РП2 сбоку), четырьмя распредели-
телями;
3 — секции промежуточные: с редукционным клапаном и кла-
паном подпора, с регулятором потока;
327
a
4—* секции концевые правые: с отводом для линий слива,
давления управления, управления разгрузкой, слива из аппа-
ратов управления, с подпорным клапаном в линии слива,
фильтром в линии управления, отводом для линии слива, слива
управления, давления управления, активного подпора щитков,
328
8.45. Варианты гидравлических схем, которые возможно осуществить с ис-
пользованием унифицированной аппаратуры типа УТ-10:
а — общий вид гидроблока, составленного из секций аппаратуры типа УГ-10; б — гидрав-
лические схемы секций; Уи У2, У3 и — линии дренажа; Р — линия разгрузки; —
давление управления; Ci и С2 — линии слива; Ур — управление разгрузки; Я —давление
нагнетания; Ц\ и Ц2 — отводы к цилиндрам
с отводом для линий давления нагнетания, давления управле-
ния, управления разгрузкой, с отводами для линий давления
нагнетания, давления управления, управления разгрузкой;
5 — секция концевая правая;
6 — блоки, размещенные вне секционного блока: с клапа-
нами и гидрозамком с отводами для подсоединения к распре-
делителю, с гидрозамком с отводами для подсоединения к рас-
пределителю;
7 — электрогидрораспределитель РП2;
8 — секции концевые левые: с предохранительным клапа-
ном, индикатором давления, отводами для нагнетания и слива,
с предохранительным клапаном, золотником разгрузки, инди-
катором давления, отводами для нагнетания и слива, с инди-
катором давления, отводом для нагнетания.
Указанные гидросхемы могут быть осуществлены: с ручным
управлением и тремя фиксированными положениями золот-
ника; с ручным управлением и автоматическим возвратом золот-
ника в нейтральное положение; с гидравлическим дистанционным
329
управлением и автоматическим возвратом золотника в ней-
тральное, положение.
Унифицированная аппаратура типа УГ-10 рассчитана на
работу с рабочим давлением до 200 кгс/см2 и имеет диаметр
условного прохода 12 мм. Вся аппаратура выполнена в секци-
онном исполнении, допускающем набор необходимого числа
распределителей и других элементов. Необходимое давление
в системе управления 15—20 кгс/см2.
8.9.5. Распределители золотниковые типов Р
и Рв Ульяновского завода гидроаппаратуры
Золотниковые распределители Р и Ра предназначены для
изменения направления потоков рабочей жидкости в системах
гидропривода различных машин.
Распределители типа Р могут иметь гидравлическое и элек-
трогидравлическое управление. В качестве пилота при гидравли-
ческом управлении используется золотниковый распределитель
типа Р102 с электромагнитным управлением. При гидравличе-
ском управлении золотники типа Р перемещаются под дей-
ствием давления рабочей жидкости на торцы перемещаемого
золотника.
Распределители типа Рн имеют ручное, ножное и механичес-
кое управление.
Распределители типов Р и Рн выполняются трехпозицион-
ными (одна средняя и две крайние позиции) и двухпозицион-
ными (одна средняя и одна крайняя позиции).
Золотник в исходное положение возвращается центрирую-
щими пружинами либо под действием гидравлического давле-
ния. При ручном управлении золотник может иметь фиксиро-
ванное положение в каждой позиции.
Схемы распределения потоков рабочей жидкости распреде-
лителей типов Р и Ри приведены на рис. 8.46.
Конструкция распределителя типа Рн с ручным управлением
и различными исполнениями по фиксации приведены на
рис. 8.47.
Распределители типа Рн выпускаются с условным проходом
12, 20 и 32 мм на рабочее давление 200 кгс/см2 (условное обо-
значение 2) или 320 кгс/см2 (условное обозначение 3). Напри-
мер, распределитель с условным проходом 20 мм на рабочее
давление 320 кгс/см2 обозначается Рн203.
Последующие буквы в индексе распределителя обозначают
исполнение: Ф — с фиксацией положений золотника; П—с пру-
жинным центрированием; А — с возвратом золотника вправо;
Б — с возвратом золотника влево.
330
Тип распределителя Схема распределения Состояние каналов при переключении а—
Л14 [ЮТ X Н JjwQZI X
Л24 Р5~ИЛ X 41 Eia^ni
ли ITEM X kJ X It: ^'3
ли 17ЯУ X тт; UL. JJO3 X w 1
Л54 ют X И' Jpra X й"|
Л64 !/[> м Н1 H\M33 X й;Н
Л64А ЬИ> ИЛ тт; JZL _j|O3 X ^Н
Е514
и> IH
Е514А X M XS! LU
Е14
ЕЕ X
Е24 |У|> X э J ш
ЕМ м> X HF VI х^] а
Е44 |/1> X tip VI х^; пг mJ
Е54 1/ф Х:^
Е64 0Z X ‘п* VI ГТ
Е64А ИЕ X HF VI Х^1 ГТ ZLJ
8.46. Схемы распределения потоков золотниковых распределителей типов
Р И Рн
8.47. Конструкция распределителя типа Рн и его различные исполнения:
а — с пружинным возвратом золотника, б — с возможностью перемещения только вправо;
в — с фиксацией золотника в позициях, г — с возможностью перемещения только влево
8.10. Дроссельные устройства
Дроссель представляет собой местное сопротивление, посто-
янное или регулируемое, устанавливаемое в необходимых ме-
стах гидромагистрали.
В качестве нерегулируемого (постоянного) дросселя могут
быть использованы комбинированное отверстие, диафрагма или
их набор, узкая кольцевая щель, винтовая канавка на стержне
и др.
Исследованиями установлено, что лучше работают дрос-
сели, имеющие наименьшее отношение периметра сечения для
прохода жидкости к площади этого сечения. В этом случае
наблюдается значительно меньшая засоряемость прохода для
рабочей жидкости, особенно при малых сечениях проходных
каналов в дросселях.
В качестве регулируемых дросселей применяют устройства
с изменяемым сечением проходных каналов, а следовательно,
и их гидравлических сопротивлений в заданных пределах.
Типичные схемы устройства регулируемых дросселей при-
ведены на рис. 8.48. Первые два типа дросселей (рис. 8.48, а
и б) — игольчатые, проходное сечение их регулируется переме-
щением иглы. Более предпочтительным является дроссель диа-
332
8.48. Схемы устройства регулируемых дросселей
фрагменного типа (рис. 8.48, в)—менее чувствительный к за-
грязнению рабочей жидкости и не подверженный явлению об-
литерации щели.
На рис. 8.48, г, е, з и д приведены схемы дросселей крано-
вого типа с наружным и внутренним подводом жидкости. Луч-
шей является схема щелевого дросселя, приведенная на
рис. 8.48, д, не подверженная засорению и явлению облитерации.
На рис. 8.48, ж показан дроссель с канавкой трехгранного
сечения на стержне, перемещаемом в осевом направлении.
Конструкция регулируемых дросселей наиболее распростра-
нена и отработана в станкостроении. В практике угольного
машиностроения применяются регулируемые дроссели, изготов-
ляемые серийно заводами станкоинструментальной промыш-
ленности.
8.10.1. Дроссели типов Г77-1 и Г77-3
Дроссели типов Г77-1 и Г77-3 предназначены для регулиро-
вания расхода масла, проходящего через них, изменением ве-
личины проходного сечения щели в дросселе.
Дроссель типа Г77-1 (рис. 8.49) состоит из корпуса 1, за-
крытого задней 2 и передней 3 крышками. В корпусе смонти-
рован поворотный дроссель 4 с лимбом 5, рукояткой 6
333
8.49. Дроссель регулируемый типа Г77-1:
а — исполнение I; б — исполнение II
8.50. Дроссель регулируемый типа Г77-3
и гайкой 7. Для устранения утечки жидкости через выводной
конец дросселя 4 предусмотрено уплотнение 8.
Угловое положение дросселя 4 определяется по шкале 9 на
передней крышке 3. Рабочая жидкость подводится к дросселю
через отверстие 10 или 11 в зависимости от удобства монтажа;
далее проходит через щель в дроссель 4, откуда — в отвер-
стие 12 для отвода в сливную магистраль. В зависимости от
углового положения дросселя изменяется сечение проходного
отверстия щели и соответственно уменьшается или увеличи-
вается расход жидкости, проходящей через дроссель. Внутрен-
ние утечки жидкости отводятся из дросселя через отверстие 13.
Дроссели типа Г77-1 изготовляются двух типоразмеров.
Особенностью конструкции дросселя типа Г77-3 (рис. 8.50)
является стыковое присоединение.
В корпусе 1 смонтирован дроссель 2 с рукояткой 3, выпол-
ненной в виде лимба. Фиксируется дроссель в осевом направле-
нии штифтом 4, входящим в кольцевую канавку, образуемую
крышкой 5.
Для стопорения лимба в заданном положении служат пру-
жина 6 и шайба трения 7. Рабочая жидкость подводится через
отверстие 13 в корпусе 1 и через щель 8 в запрессованной
в корпусе втулки 9 направляется в канавку 10 собственно дрос-
селя 2, а далее через отверстие 11 во втулке 9 поступает
в сливное отверстие 12. Уплотнение стыка осуществляется
уплотнительными кольцами 14 и 15. При повороте лимба по
часовой стрелке увеличивается расход жидкости, проходящей
через дроссель, и наоборот.
Положение лимба по указателю в зоне без делений, соот-
ветствует полностью перекрытой щели 8 дросселем 2. Отвод
Таблица 8.2
Техническая характеристика регулируемых дросселей типов Г77-1 и Г77-3
Типы и типоразмеры Расход при разности давле- ний на входе и выходе Др, л/мин Разность дав- лений на вхо- де и выходе Др, кгс/см2 Номинальное давление Р, кгс/см2 Масса, кг
номинальный минимальный
Г77-11 8 0,07 2-2,5 5,0 3,5
Г77-14' 70 1,0 3—3,5 6,5
Г77-31В 1,6 0,07 2,5
Г77-31Б 3,2 0,11 1,5
Г77-31А 5,0 0,16 1,5 100 2,0
Г77-31 8 0,25 2,0
Г77-32А 12,5 0,25 2,1
Г77-32 20 0.25 2,5
Г77-33 40 0,25 3,2
Г77-34 80 0,25 4,5 2,44
335
внутренних утечек должен быть предусмотрен в привалочной
поверхности против оси дросселя 2. Дроссели типа Г77-3 изго-
товляются восьми типоразмеров.
Техническая характеристика дросселей типов Г77-1 и Г77-3
приведена в табл. 8.2.
8.10.2. Дроссели с регулятором типа ПГ55-2
Дроссели типа ПГ55-2 (рис. 8.51) предназначены для регу-
лирования скорости движения штоков силовых гидроцилиндров
или частоты вращения валов гидромоторов путем изменения
расхода рабочей жидкости. Совместное действие дросселя и ре-
гулятора (золотникового клапана) обеспечивает равномерность
скорости движения, не зависящую от величины внешней на-
грузки.
Изменение расхода рабочей жидкости, пропускаемой дрос-
селем, осуществляется поворотом рукоятки с лимбом.
Корпус дросселя с регулятором имеет три отверстия: два —
для пропуска основного потока жидкости и одно — для отвода
утечек.
Техническая характеристика дросселей с регулятором типа ПГ55-2
ПГ55-22 ПГ55-24 ПГ55-25
Расход, л/мин номинальный 20 80 160
наименьший рекомендуемый . . . 0,06 0,12 0,2
Давление, кгс/см2* номинальное 200 200 200
наименьшее рекомендуемое при расходе до 50 % от номинального . 5 5 5
от 50 до 100 % от номиналь- ного 8 8 8
Перепад давления в дросселе, кгс/см2, не более 1,5 1,5 1,5
Условный проход, мм 10 20 32
Отклонение установленного расхода при изменении давления от наимень- шего рекомендуемого до номиналь- ного и температуре масла от -4-10 до +70 °C см3/мин 10 20 30
% ±5 ±5 ±5
Утечка масла через полностью за- крытый дроссель, см3/мин, не более 50 100 180
Масса, кг 3,7 7,4 12
336
CL
Отвод
a — общий вид; б — схема его подключения
8.10.3. Дроссели с регулятором и обратными
клапанами типа ПГ55-3
Дроссели типа ПГ55-3 (рис. 8.52) предназначены для регу-
лирования и поддержания установленной скорости перемеще-
ния штоков силовых гидроцилиндров (частоты вращения валов
Дистанционное
управление Отвод
Подвод
22 Заказ Кв 305
8.52. Дроссель с регулятором и обратным клапаном
) типа ПГ55-3.
а — общий вид, б — схема его подключения
337
гидромоторов) в одном (прямом) направлении независимо от
внешней нагрузки и свободного пропуска жидкости в другом
(обратном) направлении.
Изменение расхода рабочей жидкости осуществляется ру-
кояткой с лимбом.
Техническая характеристика дросселей с регуляторами
и обратными клапанами типа ПГ55-3
ПГ55-32 ПГ55-34 ПГ55-35
Давление, кгс/см2: номинальное 200 200 200
наименьшее рекомендуемое при расходе не более 50 % от номинального 5 5 5
до 100 % от номинального . . . 8 8 8
Перепад давления в дросселе, кгс/см2, не более 1,5 1,5 1,5
Потеря давления при пропуске ма- сла через обратный клапан при но- минальном расходе, кгс/см2 2 3 4
Условный проход, мм 10 20 32
Расход масла, л/мин: номинальный 20 80 160
наименьший рекомендуемый . . 0,06 0,15 0,25
Отклонение установленного расхода при изменении давления от наимень- шего рекомендуемого до номиналь- ного и температуры от +10 до +70 °C см3/мин . 10 20 30
% ±5 ±5 ±5
Утечка масла через полностью за- крытый дроссель при номинальном давлении, см3/мин, не более 50 100 180
Масса, кг 4,3 7,1 14,7
8.10.4. Дроссели с регуляторами
и предохранительными клапанами типа ПГ55-1
Дроссели с регулятором и предохранительным клапаном
(рис. 8 53) предназначены для регулирования скорости пере-
мещения штоков гидроцилиндров (или частоты вращения валов
гидромоторов) и предохранения систем гидропривода от пере-
грузки. Совместное действие дросселя и регулятора обеспечи-
вает постоянную скорость движения, не зависящую от внешней
нагрузки.
Отличительной особенностью таких гидроаппаратов является
автоматическое изменение в гидросистеме давления, развива-
емого насосом, в соответствии с изменением внешней нагрузки.
Изменение расхода масла, пропускаемого дросселем, осуществ-
ляется рукояткой с лимбом, а настройка давления срабатыва-
ния предохранительного клапана — регулировочным винтом,
изменяющим усилие предварительного сжатия пружины.
338
Техническая характеристика дросселя с регулятором и предохранительным клапаном типа ПГ55-1
ND ND * Давление, кгс/см2. ПГ55-12 АПГ55-12 БПГ55-12 ПГ55-14 АП55-14 БП55-14 ? ПГ55-15 АП55-15 БПГ55-15
номинальное 63 100 200 63 100 200 63 100 200
наименьшее рекомендуемое . . . 10 20 30 10 20 30 10 20 30
разгрузки 3 3 3 3 3 3 3 3 3
Наименьшая разница между давле- нием на выходе и давлением на- стройки при расходе, кгс/см2, не бо- лее:
50 % от номинального 5 5 5 5 5 5 5 5 5
до 100 % от номинального . . . 8 8 8 8 8 8 8 8 8
Условный проход, мм 10 10 10 20 20 20 32 32 32
Расход масла, л/мин:
номинальный 20 20 20 80 80 80 160 160 160
наименьший рекомендуемый . . . 0,1 0,1 0,1 0,25 0,25 0,25 0,4 0,4 0,4
Отклонение установленного расхода при изменении давления от наи- меньшего рекомендуемого до номи- нального и температуры масла от + 10 до +70 °C, %, не более . . . . ±10 ±10 ±10 ±10 ±10 ±10 ±10 ±10 ±10
Время набора давления, с, не более 1 1 1 1 1 1 1,5 1,5 1,5
Утечка масла через полностью за- крытый дроссель, см3/мин, не более 80 80 80 200 200 200 350 350 350
Масса, кг 5 5 5 8 8 8 16 16 16
8.53. Дроссель с регулятором и предохранительным клапаном типа ПГ55-1;
а — общий вид, б — схема его подключения
Корпус дросселя с регулятором и предохранительным кла-
паном имеет четыре отверстия: три — для пропуска основного
потока масла и одно — для дистанционного управления раз-
грузкой предохранительного клапана.
8.11. Вспомогательные устройства
8.11.1. Делители потока
Делители потока предназначены для деления на две рав-
ные части количества жидкости, подводимой к двум гидроагре-
гатам. Это требуется, например, когда от одного насоса жид-
кость подводится к двум гидромоторам привода гусеничного
хода горной машины (каждый гидромотор независимо приво-
дит в движение гусеницу).
340
8.54. Делитель потока
В этом случае для прямолинейного движения машины не-
обходимо равенство частот вращения гидромоторов, т. е. чтобы
в каждый гидромотор, независимо от встречающихся сопротив-
лений, поступало бы одинаковое количество рабочей жидкости.
Аналогичная задача может возникнуть при необходимости син-
хронизации скорости перемещения штоков двух гидроци-
линдров.
Работа делителя потока (рис. 8.54) происходит следующим
образом. Рабочая жидкость через установленные в разветвле-
ниях гидромагистралей нерегулируемые дроссели 1 и 2 посту-
пает в полости А и Б гильзы 3, по которой перемещается зо-
лотник 4. Далее рабочая жидкость по своим отдельным маги-
стралям 5 и 6 подводится к двум требующим синхронизации
гидромоторам. Если в гидромагистрали 5 и 6 поступает равное
количество жидкости, то перепад давлений через дроссели /
и 2 одинаков и золотник 4 гидравлически уравновешен.
Если через одну магистраль пройдет больше жидкости, то пе-
репад давлений через дроссели 1 и 2 будет неодинаков, и зо-
лотник 3 передвинется, перекрыв отверстие, по которому посту-
пает больше жидкости, до выравнивания расходов по обеим
магистралям.
8.11.2. Ограничители расхода
Ограничители расхода предназначены для обеспечения по-
стоянства расхода жидкости, поступающей в гидроагрегат
(постоянство скорости движения) независимо от изменения
давления в гидросистеме.
Схема устройства ограничителя расхода и характеристика
его работы приведены на рис. 8.55.
В корпусе 1 смонтирован золотниковый клапан 2, в торце
которого выполнено отверстие 3. Золотниковый клапан отжи-
мается влево пружиной 4, имеющей обычно мягкую характе-
ристику.
Рабочая жидкость поступает в корпус через отверстие 5
и далее через отверстие 3 и боковые окна 6 проходит к выходному
отверстию 7. Принцип действия ограничителя расхода заклю-
чается в том, что при проходе жидкости через отверстие 3
341
\Ц,л/мин
8.55. Ограничитель расхода и характеристика его работы
происходит перепад давления, который согласно уравнению
Бернулли
Л
(8.18)
где Др — перепад давления, кгс/см2; v — средняя скорость исте-
чения жидкости через отверстие 3, см/с; р — плотность жид-
кости, кг-с2/см4,
Р =
4Qp
атсб/2 ’
(8.19)
где Qo — номинальный расход жидкости, см3/с; а — коэф-
фициент сужения потока; d — диаметр отверстия 3, см.
Пружина 4 находится в равновесии, если
2^1. др = (8.20)
где D — диаметр золотникового клапана, см; Др — перепад дав-
ления между отверстиями 5 и 7, кгс/см2,
2<х2
pQg
( nd? \2
\ 4 )
тсР2 ’
Т“
2PQ*D2
K«2rf4
(8.21)
(8.22)
Если расход жидкости возрастет против номинального зна-
чения Qo> то соответственно увеличится перепад давления и зо-
лотник переместится влево, сжимая пружину 4. При этом золот-
ник начнет перекрывать боковые окна 6, пока расход жидкости
в системе не уменьшится до Qo. Если расход жидкости умень-
шится, то соответственно уменьшится перепад давления ДР
и золотник переместится вправо, полностью открывая боковые
окна 6.
342
Обычно диаметр проходного отверстия d в золотниковом
клапане выбирают так, чтобы перепад давления пр'и заданном
номинальном расходе жидкости Qo был примерно равен ДР«
«5 кгс/см2.
8.11.3. Гидравлические аккумуляторы
Гидравлические аккумуляторы представляют собой устрой-
ства для накопления и последующей отдачи потенциальной
энергии в, виде объема рабочей жидкости, находящейся под
давлением.
Гидравлические аккумуляторы обычно применяются:
для получения в течение коротких промежутков времени
увеличенных подач рабочей жидкости. Гидроаккумуляторы
позволяют в этих условиях применять насосы с меньшей по-
дачей;
для сглаживания резких изменений или пульсаций давле-
ния или подачи, возникающих, например, при работе плунжер-
ных насосов, срабатывании разгрузочных клапанов и т. п.;
для поддержания в системе гидропривода заданного давле-
ния во время остановок или отключений насоса.
Например, применение гидроаккумуляторов в системе гид-
ропривода механизированных крепей значительно уменьшает
частоту срабатываний автомата разгрузки, существенно увели-
чивая его ресурс работы.
Гидроаккумуляторы обычно выполняются грузовыми, пру-
жинными и пневматическими.
В грузовом аккумуляторе накапливание потенциальной энер-
гии и объема рабочей жидкости происходит за счет перемеще-
ния поршня и подъема груза. В связи с громоздкостью и необ-
ходимостью выдерживать строго вертикальное положение гру-
зового гидроаккумулятора этот тип гидроаккумуляторов не
получил распространения в системах гидропривода горных
машин.
В пружинных аккумуляторах накапливание потенциальной
энергии и объема жидкости происходит за счет перемещения
поршня, сжимающего пружину. Существенным недостатком
такого гидроаккумулятора является ограниченный объем накап-
ливаемой жидкости и энергии.
Расчет пружинных гидроаккумуляторов ведется по урав-
нению
CA = (PmaJ£-Pmln)-^-, (8.23)
где С — жесткость пружины, кгс/см; h — ход пружины, см; Ртах
и Ртш — соответственно максимальное и минимальное давление
в гидросистеме, кгс/см2; d — диаметр поршня аккумулятора, см.
Чаще всего гидроаккумуляторы этого типа применяются для
сглаживания пульсаций давления и подачи от поршневого
343
8.56. Гидропневмоаккумулятор
л — диафрагменный: / — корпус, 2 — крышка, 3 — гайка, 4 —диафрагма, 5 — канал для
8 — пружина клапана, б — поршневой: / — корпус, 2 и 3 — крышки передняя и задняя;
диафрагма, 8 — уплотнение, 9 — ввод для зарядки аккумулятора азотом; 10 — обратный
насоса. Необходимый при этом объем 1Л (л) гидроаккумуля-
тора определяется приближенно по следующим формулам:
при одноплунжерном насосе
(8.24)
при двухплунжерном насосе
(8.25)
при трехплунжерном насосе
(8.26)
где Q — подача насоса, л/мин; п — частота вращения вала на-
соса, об/мин.
При частоте вращения вала насоса п>100 об/мин рекомен-
дуется увеличивать объем гидроаккумулятора на коэффициент
Л=п/100:
= = (8.27)
Сглаживание пульсаций давления, создаваемых поршневыми
насосами, необходимо, так как это более чем в 2 раза увели-
чивает долговечность и надежность гидромагистралей, особенно
рукавов высокого давления с концевой арматурой.
Пневматические гидроаккумуляторы конструктивно повто-
ряют пружинный аккумулятор, используя в качестве пружины
сжимаемый объем инертного газа (обычно азота газообразного
технического по ГОСТ 9293—74).
344
подвода рабочей жидкости; 6 — штуцер для зарядки аккумулятора; 7 — обратный клапан;
4 —гайка; 5 — отверстие для подвода рабочей жидкости; 6 — поршень; 7 — подвижная
клапан; 11 — пружина
Гидропневмоаккумуляторы обычно выполняются диафраг-
менными (рис. 8.56, а) или поршневыми (рис. 8.56, б).
Диафрагменные пневмогидроаккумуляторы отличаются боль-
шим быстродействием, однако при объемах свыше 10 л их из-
готовление затруднительно. В связи с этим при объемах свыше
10 л применяют поршневые пневмогидроаккумуляторы. Обычно
рабочее давление в пневмогидроаккумуляторах составляет до
320 кгс/см2.
Расчет пневмогидроаккумулятора базируется на использова-
нии закона Бойля—Мариотта:
р, . у" = P2V^ (8.28)
где Pi и Рг — соответственно минимальное (начальное) и мак-
симальное (конечное) давление жидкости в аккумуляторе,
кгс/см2; У и V2 — соответственно объемы воздуха в аккумуля-
торе при давлении Pi и Рг, см3; п — показатель политропы.
При плавной разрядке и зарядке аккумулятора п=1 (изо-
термический процесс); при быстрой (менее 1 мин) зарядке
и разрядке п=1,4 (адиабатический процесс).
Рекомендуется принимать
_^L = 0 5h- 0,7. (8.29}
Начальное давление газа( давление зарядки аккумулятора)
принимается равным
Р3 = 0,9Р!. (8.30>
Обычно давление в гидроаккумуляторе повышается плавно,
а падает быстро. При этом возникает эффект охлаждения
345
Даблем/е Ягидряя/слтемл
7о/(
8.57. Пульсации давления при работе насос- $
ной станции а
расширяющегося газа. В таких случаях рекомендуется давление
зарядки Р3 (кгс/см2) определять по формуле
(1-Д _L
Рэ = 0,9^2 "!Р". (8.31)
при адиабатическом процессе п=1,4, тогда
Ps = 0,9P2’285Pi’71S. (8.32)
Если общий объем аккумулятора V, то при минимальном
давлении Pi объем газа рекомендуется принимать 0,9 V.
Зная необходимый вытесняемый объем жидкости V® при
изменении давления в аккумуляторе от Р2 до Р\, можем опре-
делить объем газа в аккумуляторе при давлении Р2-.
прип=1 (изотермический процесс)
V
^2=у—(8.33)
Рч
при п=1,4 (адиабатический процесс)
V,- , • (8-34)
\Р2 J
Обычно V,k рекомендуется принимать равным
(8.35)
где Q — подача насоса, л/мин.
Эффективность и целесообразность применения гидропнев-
моаккумуляторов в системах гидропривода особенно убеди-
тельно показывают осциллограммы работы насосной станции
системы гидропривода механизированной крепи (рис. 8.57).
При работе без пневмогидроаккумулятора (рис. 8.57, а)
в напорной магистрали наблюдались большие пульсации дав-
ления. Число включений насоса под действием реле давления до-
стигало 17 за время раздвижки гидростойки. При работе с пнев-
могидроаккумулятором (рис. 8.57, б) частоты пульсации давле-
ния были устранены, а частота включения насоса уменьшилась
более чем в 4 раза.
8.11.4. Автоматы разгрузки
Автоматы разгрузки предназначены для перевода работы
насосов с рабочего режима на холостой при достижении задан-
ной величины рабочего давления в напорной магистрали и ав-
томатического перевода насоса с холостого режима на рабочий
347
при падении давления в напорной магистрали до заданного
предела.
Автоматы разгрузки целесообразно применять при насосах
постоянной подачи: непрерывно работающих и при периодиче-
ских включениях гидроагрегатов — потребителей рабочей жид-
кости. Это в основном системы гидропривода механизирован-
ных крепей, гидропередвижчиков забойных конвейеров и стру-
говых установок и т. п.
При автоматах разгрузки наиболее эффективно применение
гидропневмоаккумуляторов.
Автоматы разгрузки выполняются: прямого действия
(рис. 8.58, а); непрямого (двухступенчатого) действия
(рис. 8.58, б).
В автомате прямого действия жидкость от насоса поступает
по магистрали 1 через обратный клапан 2 к гидропневмоакку-
мулятору 3 и далее в напорную магистраль 4 гидросистемы.
Одновременно по магистрали 5 рабочая жидкость под давле-
нием поступает к гидравлически управляемому разгрузочному
клапану 6. При достижении заданного давления, определяемого
настройкой пружины разгрузочного клапана 6, происходит его
срабатывание. При этом напорная магистраль 1 насоса соеди-
няется со сливной 7 — давление снижается практически до
нуля, насос переводится на холостой режим. Напорная маги-
страль 4 и аккумулятор 3 при этом отсекаются обратным кла-
паном 2. Разгрузочный клапан 6 будет находиться в открытом
положении до тех пор, пока при снижении давления поршень
под действием пружины не передвинется влево и клапан 6 не
закроется, переведя насос с холостого режима на рабочий.
Автоматы разгрузки прямого действия рекомендуется при-
менять при давлении не более 120 кгс/см2 и подаче не более
30 л/мин. При больших параметрах по давлению и подаче ав-
томаты разгрузки прямого действия обладают недостаточным
ресурсом, и в таких случаях следует применять автоматы раз-
грузки непрямого действия. В таком автомате разгрузки акку-
мулятор 3 соединен с гидравлически управляемым сервокла-
паном 6 первой ступени.
При повышении давления до заданного предела клапан 6
открывается, преодолевая сопротивление пружины, открывая
проход жидкости по каналу 7 в полость разгрузочного поршня 8.
Поршень перемещается вверх и толкателем открывает разгру-
зочный клапан 9, соединяя напорную магистраль 1 насоса со
сливной 10 (холостой режим).
Вследствие применения сервоклапана 6, для открывания ко-
торого требуется минимальный расход жидкости, диаметр его
выбирается небольшим, что позволяет соответственно умень-
шить размер пружины, делая в целом конструкцию автомата
разгрузки более компактной, а главное, более надежной в экс-
плуатации.
Глава 9
НАСОСНЫЕ СТАНЦИИ СИСТЕМ
ГИДРОПРИВОДА МЕХАНИЗИРОВАННЫХ
КРЕПЕЙ
9.1. Общие сведения
Для систем гидропривода механизированных крепей, гидрав-
лических (забойных и посадочных) стоек с внешним питанием,
гидропередвижчиков передвижных забойных конвейеров и стру-
говых установок, использующих в качестве рабочей жидкости
водно-масляные эмульсии (на базе присадок ВНИИНП-117
или Аквол-3), изготовляются унифицированные насосные стан-
ции нераздельного исполнения: СНУ-5 — с двумя насосами ВНР
32/20 с электроприводом, СНУ-5П — с двумя насосами ВНР
32/20 с пневмоприводом, СНУ-6 — с одним насосом ВНР 32/20
с электроприводом, СНУ-7 — с двумя насосами ВНРД с элек-
троприводом и раздельного исполнения: 1СНУ5 — с двумя
насосами типа ВНР 32/20П с электроприводом, 1СНУ-8 —
с одним тихоходным насосом с электроприводом.
Допускаемое отклонение в подаче от номинального значе-
ния ± 6 %.
Насосные станции включают в себя: главный насос (два
или один) с соответствующим электродвигателем для его при-
вода (для условий шахт с внезапными выбросами угля и газа
предусмотрено исполнение насосной станции с пневматическим
приводом насосов), при этом каждый насос приводится во
вращение своим электродвигателем; подпиточный насос (обычно
шестеренный) со своим независимым приводом от электродви-
гателя (или пневмодвигателя); систему фильтрации, состоя-
щую из фильтров тонкой, грубой и магнитной очистки; конт-
рольно-измерительную аппаратуру; аппаратуру регулирования;
аварийную гидро- и электроаппаратуру; аппаратуру управле-
ния; резервуар для рабочей жидкости.
Все системы и узлы насосной станции соединены в одну
общую гидрокинематическую систему. Предусмотрено несколько
исполнений насосных станций: на одной раме с двумя или од-
ним главным насосом вместе с резервуаром для рабочей
жидкости и установкой лыжами непосредственно на почву или
на специальную колесную платформу; с раздельным исполне-
нием насосной группы (с двумя или одним главным насосом
и подпиточным насосом) и резервуара для рабочей жидкости
со всей гидроаппаратурой.
Раздельное исполнение позволяет более рационально исполь-
зовать в эксплуатации отдельные узлы насосной станции,
349
сл Техническая характеристика унифицированных насосных станций систем гидропривода механизированных крепей
СНУ-5 СНУ-5П СНУ-6 СНУ-7 1СНУ-5 СНУ-8
Подача номинальная, л/мин-
при работе двух на-
сосов 0—80 0-80 — 0—126 0—80 168
при работе одного
насоса 0—40 0—40 0—40 0—63 0—40 84
Давление, кгс/см2.
рабочее 80—200 80—200 80—200 160-320 80—200 160—320
подпитки при рабо- те двух насосов . . срабатывания предо- хранительных кла- 4,5 4,0 4,5 3—5 3-5 2,0
панов (при номи- нальной подаче) . . 240 240 240 360 240 350
Насос высокого давле-
ния
тип номинальное давле- ВНР 32/20 200 ВНР 32/20 200 ВНР 32/20 200 ВНРД 50/32 4ВНР 32/20П 200 НПУ
ние, кгс/см2 . . . 320 320
частота вращения, об/мин число 1460 2 1460 2 1460 1 1460 2 1460 2 1460 2
Насос подпиточный:
тип 1СНУ4С 02.060 1СНУ4С 02.060 1СНУ4С 02.060 ВНРД 1СНУ4С 02.060 1СНУ4С 02.060
подача, л/мин . . . НО 110 ПО НО НО ПО
рабочее давление, кгс/см2 10 10 10 10 10 10
число 1 1 1 1 1 2
Электродвигатель (пнев-
модвигатель) насоса вы-
сокого давления
тип мощность, кВт . . . частота вращения, об/мин ВАОФ62-4 17 1460 К18 18 1500 ВАОФ62-4 17 1460 ВАО82-4 ВР180-4 ВАО82-4 55 1460
55 22
1470 1460
Электродвигатель (пнев- модвигатель) подпиточ- ного насоса тип ВАО41-4 КЗФ-50 ВАО41-4 ВР100-4 ВР100-4 ВР100-4
мощность, кВт . . . 4 3 4 3 3 3
частота вращения, об/мин 1450 1500 1450 1450 1460 1460
Рабочая жидкость . . . Объем бака, л 750 750 Водно-масляная эмульсия 400 1000 1000 1000
Газ для зарядки гидро- пневмоаккумуляторов Тонкость фильтрации, мм 0,08 Азот технический газообразный по ГОСТ 9293—74 0,08 0,08 0,03—0,08 0,02—0,06 0,06
Габариты (длинаХши- ринаХвысота), мм. насосной станции в сборе 3300X1060X750 4000X1085X750 2430x1060x750 7900X 900X800 6360x1100 x850 9800X925X850
насосной группы . . — — .— 2270 x900x 800 2860x1100x850 2800X935X850
маслобака — — — 2366x900x797 3000X850x 850 3000 X 850 X 850
Масса, кг насосной станции в сборе 2130 2450 1380 3300 1869 4500
насосной группы . . — — — 1350 1400 1800
g маслобака (без жид- — кости) — — — 565 469 469
отделив более подверженные износу (насосная группа) от ме-
нее подверженных (резервуар и вспомогательная гидроаппара-
тура). Это позволяет в процессе эксплуатации менять только
насосную группу, оставляя неизменной резервуар с вспомога-
тельной гидроаппаратурой.
Объем резервуара для рабочей жидкости у насосной стан-
ции системы гидропривода механизированных крепей опреде-
ляется по формуле
v = [Fc (Нта - Нт1а) пс + 10~3А, (9.1)
где Fc— рабочая площадь цилиндра гидростойки,
стоек одинарной гидравлической раздвижности
см2, для
р -
Fc~ ~
(dc —диаметр цилиндра гидростойки, см); Ятах и Ятш — соот-
ветственно максимальная и минимальная высота гидростойки,
изменяемая только за счет гидравлической раздвижности, см;
пс — число гидростоек в комплекте секций механизированной
крепи; FT — рабочая площадь цилиндра гидродомкрата, см2;
S — ход штока гидродомкрата, см; пг—максимально возмож-
ное число одновременно участвующих в работе гидродомкра-
тов передвижения; k~ 1,2 — коэффициент запаса.
В случае применения гидравлических стоек двойной гид-
равлической раздвижности или стоек разного диаметра в од-
ной секции в формулу (9.1) вносятся соответствующие изме-
нения.
В ряде случаев объем резервуара одной насосной станции
оказывается недостаточным, и поэтому предусмотрена возмож-
ность соединения между собой трубопроводом резервуаров
двух и более насосных станций.
9.2. Гидравлическая схема и принцип
работы унифицированной насосной
станции СНУ-5
Принципиальную гидравлическую схему и принцип работы
насосной станции рассмотрим на примере базовой и наиболее
распространенной станции СНУ-5.
Гидравлическая схема насосной станции СНУ-5 (она пол-
ностью аналогична гидравлической схеме станции СНУ-5П)
приведена на рис. 9.1.
Из сливной магистрали гидросистемы механизированной
крепи рабочая жидкость через фильтр 1 грубой очистки посту-
пает в резервуар 2, снабженный уровнемером 3. В торцовых
стенках резервуара предусмотрены специальные трубопро-
воды 4 с обратными клапанами 5 в случае необходимости
объединения двух насосных станций. В обычных условиях от-
верстия в обратных клапанах для подсоединения объединяю-
352
9.1. Гидравлическая схема насосной станции СНУ-5
щего трубопровода закрыты заглушками. Подача рабочей жид-
кости во всас главных насосов осуществляется через распреде-
литель 6 подпиточного насоса 7, приводимого во вращение
своим независимым электродвигателем 8. Рабочая жидкость
подается в блок фильтров 9 и далее отфильтрованная через
регулятор 10 поступает во всас высоконапорных насосов 11
(их установлено на насосной станции два), каждый из кото-
рых приводится во вращение независимым электродвигате-
лем 12. От высоконапорных насосов рабочая жидкость через
клапан минимального расхода 13 поступает в напорную магис-
траль 14 системы гидропривода механизированной крепи.
Напорная магистраль гидропривода механизированной крепи
может быть подсоединена с любой торцовой стороны насосной
станции, при этом присоединение осуществляется к крану 15,
устанавливаемому на конце объединяющего напорного трубо-
провода 14 с той стороны, с какой подсоединяется внешняя
гидромагистраль.
Так как подпиточный насос 7 подает во всас высоконапор-
ных насосов рабочей жидкости больше, чем требуется им для
23 Заказ № 305
353
всасывания, то ее избыточное количество переливается обратно
в бак через переливной клапан 16, настроенный на давление
подпитки, равное 4,5 кгс/см2.
Для контроля за наличием давления подпитки во всасываю-
щей магистрали высоконапорных насосов установлено реле
контроля давления 17, встроенное в пульт управления и не до-
пускающее запуск электродвигателей высоконапорных насосов
или обеспечивающее их отключение при отсутствии давления
в магистрали подпитки. С целью ограничения возможности по-
вышения давления рабочей жидкости сверх установленной
величины в напорных магистралях высоконапорных насосов
установлены настроенные на давление срабатывания 240 кгс/см2
предохранительные клапаны 18, сбрасывающие рабочую жид-
кость в резервуар.
Для настройки регулятора и определения подачи насосной
станции на трубопроводе, объединяющем напорные магистрали
высоконапорных насосов, установлены два крана 19, дрос-
сель 20 и расходомер 21.
Два других крана 22 установлены на всасывающих маги-
стралях высоконапорных насосов и служат для отключения
насосов (при ремонте, резервировании и др.).
Давление в гидроагрегатах насосной станции контроли-
руется блоком манометров 23—26, при этом манометры конт-
ролируют давление: 23 — во внешней гидромагистрали; 24 —
во всасывающих магистралях высоконапорных насосов; 25 —
в системе подпитки после блока фильтров; 26 — в напорной ма-
гистрали подпиточного насоса до блока фильтров.
Для устойчивой работы регулятора и сглаживания пульса-
ций давления в гидросистеме насосной станции установлен ша-
ровой гидропневмоаккумулятор 27 с давлением предваритель-
ной зарядки 70 кгс/см2.
Для заливки рабочей жидкости в резервуар служит кран 6,
переключением которого подпиточный насос 7 из тары 29
через блок фильтров 28 переливает в бак требуемое для попол-
нения количество рабочей жидкости.
Насосная станция обеспечивает автоматическое регулиро-
вание подачи по давлению за счет регулирования подачи высо-
конапорных насосов путем дросселирования рабочей жидкости,
поступающей во всас этих насосов. Схема устройства регуля-
тора 9 приведена на рис 9.2.
От подпиточного насоса 8 рабочая жидкость направляется
через блок фильтров 9 по каналу А в корпусе регулятора в по-
лость Б, из которой через полость В рабочая жидкость посту-
пает в полость Г и далее по каналу Д во всасывающую маги-
страль высоконапорного насоса 7. Нагнетаемая высоконапор-
ным насосом 7 жидкость под необходимым давлением подается
в напорную магистраль системы гидропривода крепи.
354
9.2. Схема устройства регуля-
тора подачи насоса
8
9
Параллельно напорная магистраль насоса соединена с ка-
налом Е корпуса 5 регулятора, через который рабочая жид-
кость под давлением, развиваемым насосом 7, поступает в по-
лость Ж, воздействуя на торец толкателя 4 и заставляя его
перемещаться. Смещаясь, толкатель 4 перемещает золотник 3,
который при этом сжимает пружину 2. При перемещении зо-
лотника 3 изменяется зазор х, соответственно уменьшается про-
ходное сечение из полости В в полость Г и тем самым умень-
шается количество рабочей жидкости, поступающей во всас
высоконапорного насоса 7. Уменьшение количества поступаю-
щей во всас жидкости, естественно, снижает количество жид-
кости, нагнетаемое насосом 7 в напорную магистраль системы
гидропривода крепи.
При достижении величины давления в напорной магистрали
гидросистемы крепи, соответствующей величине настройки
пружины 2, золотник 3 перекрывает полость Г и обеспечивает
при этом поступление минимального количества жидкости (не-
обходимого только для смазки плунжерных пар и подшипни-
ков) во всас насоса 7, в результате последний прекращает по-
дачу рабочей жидкости под высоким давлением в напорную
гидромагистраль системы гидропривода крепи.
В момент перекрытия всасывающей магистрали вся жид-
кость (за исключением минимального количества, поступаю-
щего в высоконапорные насосы для их смазки) переливается
в бак через подпорный клапан.
При уменьшении давления в системе гидропривода механи-
зированной крепи (утечки в гидрораспределителях, включение
гидродомкратов передвижения и т. п.) усилие давления жид-
кости, действующее на торец толкателя 4, уменьшается, в ре-
зультате чего пружина 2 перемещает золотник 3 в сторону тол-
кателя 4 (вправо). Через образовавшийся при этом зазор х
рабочая жидкость начинает поступать во всасывающие маги-
страли высоконапорных насосов 7, соответственно увеличивая
подачу жидкости в напорную магистраль. Величина подачи
23*
355
9.3. Расходная характеристика насос-
ной станции СНУ-5
жидкости устанавливается положением золотника 3 и величи-
ной зазора х.
Изменение подачи насосной станции в зависимости от дав-
ления на участке 1—2 графика рис. 9.3 происходит в незначи-
тельных пределах, объясняемых изменением объемного к. п. д.
насосов (насоса).
На участке 2—3 подача насосов автоматически регули-
руется за счет дросселирования поступающей во всасывающие
магистрали насосов рабочей жидкости. Автоматическое регу-
лирование подачи при этом происходит при изменении давле-
ния от Рн до Ртах — максимального рабочего давления, разви-
ваемого насосной станцией (200 кгс/см2). Давление Ря состав-
ляет примерно 170 кгс/см2.
Возможны два характерных режима работы насосной
станции.
Режим Б — с подачей Qi и рабочим давлением Рг, при этом
Рг^Рн-
Режим А — с подачей Qi и рабочим давлением Рь при этом
Р1>Рн.
9.3. Конструкция гидроагрегатов
насосной станции СНУ-5
9.3.1. Система фильтрации
На насосной станции СНУ-5 принята двухступенчатая при-
нудительная фильтрация из фильтров грубой, нормальной и маг-
нитной очистки. Первую ступень грубой фильтрации состав-
ляют два пластинчатых фильтра 0.12Г41-24 со степенью филь-
трации 0,12 мм, установленных на сливной магистрали
в резервуаре насосной станции.
Вторая ступень фильтрации (рис. 9.4) встроена в напор-
ную магистраль подпиточного насоса, и она состоит из маг-
нитного патрона 3 и трех пластинчатых фильтров 4 0,08Г41-2,
встроенных в корпус 2 блока фильтров со степенью фильтра-
ции 0,08 мм.
356
9.4. Схема устройства блока фильтров второй ступени фильтрации насосной
станции СНУ-5
Рабочая жидкость от подпиточного насоса по каналу А кор-
пуса блока фильтров попадает в полость Б и, пройдя магнит-
ную фильтрацию, по каналу В поступает в полость Г одновре-
менно ко всем трем пластинчатым фильтрам, а также к пере-
пускному клапану 5 (/) по каналу корпуса 2 и к манометру,
показывающему давление перед фильтрами.
Проходя пластинчатые фильтры, рабочая жидкость попа-
дает в полость Д и затем по каналу Ж через регулятор 6
357
9.5. Расходомер насосной станции СНУ-5
направляется к всасу высоконапорных
насосов.
Из полости Д по каналу Л рабо-
чая жидкость поступает к подпорному
клапану 5 (2) и далее по каналу М
в корпусе 1 к реле РКД и манометру,
показывающему давление в магист-
рали за фильтрами.
В случае засора фильтров давле-
ние в полости Г повышается, сраба-
тывает перепускной клапан и рабочая
жидкость, минуя фильтры, поступает
в регулятор подачи и далее во вса-
сывающую магистраль высоконапор-
ных насосов.
9.3.2. Расходомер
Расходомер (рис. 9.5) в насосной
станции СНУ-5 предназначен для по-
очередного измерения подачи высоко-
напорных насосов.
В корпусе 1 установлен прозрач-
ный цилиндр 2 с подпружиненным
поршнем 3. Внутри поршня предусмот-
рено отверстие, через которое прохо-
дит игла 4 Игла закреплена непод-
вижно и имеет переменное круглое сечение, обращенное тонким
концом к выходу.
При включении расходомера в работу рабочая жидкость
поступает через отверстие А в полость Б и, воздействуя на
поршень 3, перемещает его, образуя кольцевую щель между
телом иглы и кромками отверстия в поршне 3. Размер кольце-
вой щели будет тем больше, чем большим будет расход рабо-
чей жидкости, проходящей через образовавшуюся кольцевую
щель, т. е. чем дальше к выходу сместится под действием дав-
ления проходящей жидкости поршень 3.
Наблюдая за положением торца поршня 3 через прорезь
в корпусе 1 и стенки прозрачного цилиндра 2, можно судить
о количестве рабочей жидкости, проходящей через расхо-
домер.
358
9.3.3. Регулятор подачи высоконапорных
насосов
Регулятор подачи (рис. 9.6) служит для настройки рабочего
давления насосной станции и автоматического изменения по-
дачи насосов при отклонении давления от заданной рабочей
величины. Регулятор состоит из корпуса 1, в котором распо-
ложен золотник 2, поджатый пружиной 3. Торец толкателя 4
через штуцер 5 подвержен действию давления рабочей жид-
кости. Винтом 6 регулятор настраивается на необходимое рабо-
чее давление. Фиксируется винт контргайкой и закрывается
колпачком 7. Принцип действия регулятора изложен выше.
9.3.4. Блок клапанов
В блоке клапанов (рис. 9.7) смонтированы два клапана:
подпорный и аналогичной конструкции перепускной. С помощью
подпорного клапана настраивается давление в подпиточной
магистрали перед регулятором, и через этот клапан осуществ-
ляется перепуск в резервуар излишка рабочей жидкости, по-
ступающей от подпиточного насоса.
Подпорный клапан состоит из корпуса 1, в котором уста-
новлен конический клапан 2, прижатый пружиной 3. На дав-
ление открывания 4,5 кгс/см2 клапан настраивается винтом 4,
фиксирующимся контргайкой и закрывающимся колпачком
Перепускной клапан предназначен для пропуска неотфильт-
рованной рабочей жидкости при засорении фильтров от подпи-
точного насоса непосредственно к регулятору, минуя фильтры.
Перепускной клапан настраивается на открытие при давле-
нии 2,5 кгс/см2.
9.3.5. Предохранительный клапан
На насосной станции установлены два предохранительных
клапана, по одному на каждую насосную группу.
Предохранительные клапаны настраиваются на рабочее дав-
ление 240 кгс/см2 и после настройки опломбируются на заводе-
изготовителе.
Назначение предохранительных клапанов — аварийная за-
щита насосов и гидромагистралей насосной станции от разру-
шающего давления при отказе регулятора или клапана мини-
мального расхода.
Предохранительный клапан (рис. 9 8) состоит из корпуса 1,
в котором установлено седло 2 с шариковым клапаном 3, при-
жатым к седлу пружиной 4 через центрирующую втулку 5.
Настройка предохранительного клапана осуществляется вин-
том 6 с контргайкой 7 и защитным колпачком 8.
359
9.6. Регулятор подачи высоконапорных насосов
9.7. Блок клапанов насосной станции СНУ-5
255
При достижении аварийного давления 240 кгс/см2 шарик 3
отрывается от седла 2, и через образовавшуюся щель рабочая
жидкость из канала А подклапанного отверстия попадает в сое-
диненные с резервуаром каналы Б корпуса 1.
Для разгрузки насоса служит дроссель 9, который с по-
мощью гайки 10 может отводиться от отверстия, перепуская
жидкость из канала С в канал Б на слив.
9.3.6. Клапан минимального расхода
Клапан минимального расхода (рис. 9.9) обеспечивает ми-
нимальную подачу рабочей жидкости высоконапорными насо-
сами для смазки поршней и подшипников с целью предохра-
нения их от заклинивания.
Клапан минимального расхода состоит из корпуса 1, внутри
которого расположены подпружиненный поршень 2, конус 3
и обратный клапан, состоящий из конического клапана 4,
седла 5 и пружины 6.
В корпусе 1 имеется отверстие А, которое сообщается
с дросселем 7, расположенным в штуцере 8.
Работает клапан минимального расхода следующим обра-
зом: от насоса (насосов) рабочая жидкость поступает через
отверстие Б в полость В, образованную цилиндрической частью
конуса 3 и расточкой поршня 2. Воздействуя на поршень, рабо-
чая жидкость смещает его в сторону обратного клапана, сжи-
мая при этом пружину поршня. При расходе насоса (насосов)
более 6 л/мин отверстие А закрывается поршнем, зазор Г
увеличивается и тем больше, чем большим будет поток жид-
кости, проходящей через этот зазор, т. е. чем дальше в сторону
обратного клапана будет смещаться поршень.
При дальнейшем увеличении расхода поршень 2 освобож-
дает конус 3 и рабочая жидкость через обратный клапан
устремляется в систему гидропривода.
При снижении подачи насоса (насосов) поршень перемеща-
ется в сторону конуса 3, образуя необходимый зазор Г между
конусом и своим внутренним отверстием.
При дальнейшем снижении подачи и отсутствии потребления
в гидросистеме привода открывается отверстие А и жидкость
от насоса (насосов), прошедшая через гарантированный за-
зор Г, отверстие А и дроссель 7, сливается в резервуар. Насос
при этом работает на максимальном давлении и минимальном
расходе.
Величина минимального расхода, равная 5—6 л/мин, опре-
деляется пропускной способностью дросселя 7. Для предотвра-
щения загрязнения дросселя 7 предусмотрен сетчатый фильтр 9.
Конструкция клапана минимального расхода выполнена так,
что клапан 4 находится в равновесии: с одной стороны на него
действует давление рабочей жидкости, поступающей от насоса
361
9.8. Предохранительный клапан насосной станции СНУ-5
9.9. Клапан минимального расхода
(насосов), с другой — давление жидкости в гидросистеме. При
понижении давления в гидросистеме нарушается равновесие,
клапан 4 открывается и насос (насосы) начинает нагнетать
рабочую жидкость в гидросистему, что обеспечивает сохранение
в ней высокого давления.
9.3.7. Гидропневмоаккумулятор
Гидропневмоаккумулятор (рис. 9.10) шарового типа пред-
назначен для сглаживания пульсаций давления рабочей жид-
кости в системе управления регулятором подачи и повышения
устойчивости его работы.
Гидропневмоаккумулятор состоит из корпуса 1 сварной кон-
струкции, резиновой диафрагмы 2, крышки 5, гайки 4, заряд-
ного клапана 5 и штуцера 6.
Внутренняя часть гидроаккумулятора резиновой диафраг-
мой разделена на две полости: верхнюю, заполненную сжатым
азотом, и нижнюю, заполненную рабочей жидкостью из напор-
ной магистрали гидросистемы.
Зарядный клапан 5 используется для подачи сжатого азота
в газовую камеру гидропневмоаккумулятора при его зарядке.
Для спуска воздуха из жидкостной камеры гидропневмоакку-
мулятора предусмотрена воздушная пробка 7. Нижний шту-
цер 6 служит для подсоединения гидропневмоаккумулятора
к напорной гидромагистрали насосной станции. Газовая по-
лость заряжается газообразным азотом по ГОСТ 9293—74 под
давлением 70—80 кгс/см2.
Техническая характеристика
гидропневмоаккумулятора ГШ 1.000
насосной станции СНУ-5
Рабочее давление, кгс/см2:
максимальное..................... 220
пиковое....................... 260
Давление, кгс/см2
испытательное гидравлическое . . 400
зарядки азота................. 70—80
Полный объем внутренней поло-
сти, л................................ 2,5
Габариты, мм....................... 300X220X204
Масса, кг 31
Характеристика гидропневмоаккумулятора типа ГШ 1.000
приведена на рис. 9.11.
При общем объеме гидропневмоаккумулятора 2,5 л объем
вытесняемой жидкости составляет 1,672 и 1,665 л (соответст-
венно [7Ж1 и иж2). При давлении зарядки Р3=Ю0 кгс/см2 мак-
симальное давление в гидропневмоаккумуляторе достигает
Р max = 400 кгс/см2.
363
9.10. Гидропневмоаккумулятор шаровой типа ГШ1 ООО насосной станции
СНУ-5
9.4. Особенности гидравлических схем
и устройства отдельных гидроагрегатов
в насосных станциях 1 СНУ-5, СНУ-7
и 1СНУ-8
9.4.1. Насосная станция 1СНУ-5
Основное конструктивное отличие насосной станции типа
1СНУ-5 заключается в разделении ее на две основные части:
насосную группу с двумя высоконапорными и одним подпиточ-
ным насосами с основной регулирующей аппаратурой; резер-
вуар для рабочей жидкости с небольшим резервуаром для
эмульгирующей присадки и устройства для ее приготовления.
Гидравлическая схема насосной станции 1СНУ-5 приведена
на рис. 9.12.
364
9.11. Характеристика гидропневмо-
аккумулятора типа ГШ 1.000:
Vr и Уж — объемы камер газовой и
жидкостной; иж — объем вытесняемой
жидкости; V- о=2,5 л; Р3 — давление
1 max
зарядки; Р — давление в напорной ма-
гистрали; 1 — изменения объема О’ж
при показателе n«l,3 : 1, Р3«80 кгс/см2;
ртах“320 кгс/см2; 2 — то же, при Ра-
«100 кгс/см2; Ртах—400 кгс/см2; 3, 4
(пунктир) — с учетом упругости рабо-
чей жидкости; 5 — изменения объема
Vr и Уж при п«1,3 : 5 по условиям кри-
вой 1; 6 — то же, по условиям кривой 2
9.12. Гидравлическая схема насос-
ной станции 1СНУ-5
Отличительными особенностями этой гидросхемы является
наличие отдельного устройства 1 для приготовления эмульсии,
включающего отдельный резервуар А для присадки с уровнеме-
ром Б. При пополнении основного резервуара 2 эмульсией вода
из магистрального трубопровода через дроссель Д\ и фильтр
грубой очистки Ф попадает в шестеренный гидромотор ШМ и
далее в эжектор Э.
Гидромотор ШМ осуществляет дозированную подачу из ре-
зервуара А эмульгирующей присадки. Концентрация присадки
в воде регулируется дросселем Д2, стоящим перед эжектором,
где происходит смешение присадки с водой. Следует обратить
внимание, что данное устройство можно использовать только
для получения эмульсии на базе присадки Аквол-3, обладаю-
щей лучшими эмульгирующими свойствами по сравнению с при-
садкой ВНИИНП-117, которую в данном случае использовать
не разрешается. Во всех остальных элементах данная гидрав-
лическая схема практически полностью идентична схеме насос-
ной станции СНУ-5.
Следует обратить внимание, что в насосной станции 1 СНУ-5
применены для тонкой фильтрации рабочей жидкости сменные
фильтроэлементы. Реготмас типа 760-1-06 в напорной магист-
рали подпиточного насоса с тонкостью фильтрации 20 мкм и
Реготмас типа 760-1-04 в сливной, магистрали резервуара с тон-
костью фильтрации 60 мкм.
9.4.2. Насосная станция СНУ-7
Гидравлическая схема насосной станции СНУ-7 приведена
на рис. 9.13. В целом гидравлическая схема этой насосной стан-
ции практически подобна схеме насосной станции СНУ-5.
От подпиточного насоса рабочая жидкость через блок филь-
тров поступает в регулятор подачи и далее во всасывающую
магистраль высоконапорного насоса и в напорную магистраль
гидросистемы.
Действие регулятора полностью аналогично работе регуля-
тора в насосной станции типа СНУ-5.
Существенно отличается блок фильтров, где имеется магнит-
ный фильтр Г42-13, три пластинчатых фильтра 0,12 Г41-24
с тонкостью фильтрации 80 мкм и два фильтроэлемента тонкой
очистки Реготмас типа 460-1-03 с тонкостью фильтрации 30 мкм.
В напорную магистраль от подпиточного насоса перед бло-
ком фильтров подсоединен индикатор загрязнения фильтров
(рис 9.14). Индикатор загрязнения контролирует перепад дав-
ления на фильтрах. Он состоит из корпуса 1, в котором нахо-
дится прозрачный цилиндр 2, внутри которого передвигается
подпружиненный плунжер 3, имеющий на конце указательное
кольцо 4. Полость А соединена с магистралью после фильтров,
а полость Б — с магистралью перед фильтрами. Под действием
366
9.13. Гидравлическая схема насосной станции СНУ-7:
/ — резервуар; 2 — фильтр пластинчатый; 3 —уровнемер; 4 — кран; 5 — насос регулируе-
мый; 6 и 7 — блок соответственно фильтров и манометров; 8 — предохранительный кла-
пан; 9 — гидропневмоаккумулятор; 10 — дроссель; 11 — расходомер; 12 — клапан мини-
мального расхода; 13 — кран; 14 — реле давления; М — электродвигатель привода насоса
9.14. Индикатор загрязнения фильтров насосной станции СНУ-7
367
Фильтрозлемемп
типа Реготмас
460-1-03
9.15. Монтаж фильтроэлементов Реготмас 460-1-03 в насосной станции
9.16. Предохранительный клапан насосной станции СНУ-7
перепада давления плунжер поднимается вверх, показывая
степень загрязнения фильтров. При его подъеме до контрольной
риски, соответствующей перепаду давления в 2,5 кгс/см2, необ-
ходимо несколько раз провернуть рукоятки трех пластинчатых
фильтров.
Если перепад давления не уменьшается, необходимо заме-
нить фильтроэлементы Реготмас типа 460-1-03 на запасные.
Монтаж фильтроэлементов Реготмас типа 460-1-03 в насосной
станции СНУ-7 приведен на рис. 9.15.
Опыт эксплуатации показал, что наличие в насосной стан-
ции СНУ-7 тонкой фильтрации существенно (не менее, чем
в 1,5 раза) увеличивает ресурс насоса и ряда элементов гид-
ропривода механизированной крепи, повышая их надежность.
В качестве предохранительного клапана в насосной стан-
ции применен клапан нарастающего контактного давления
(рис. 9.16). Клапан состоит из корпуса 1, в котором размещены
подвижный корпус 2 седла, шарик 3 и толкатель 4, воздейст-
вующий на пакет тарельчатых пружин 5. Усилие зажатия па-
кета тарельчатых пружин регулируется гайкой 6. К седлу 2
пружиной 7 прижимается конусный клапан 8. Корпус закрыт
заглушкой 9.
При подаче рабочей жидкости под давлением в отверстие А
пакет тарельчатых пружин сжимается на величину В. При
этом клапан 8 своим буртиком упирается в торец корпуса,
а седло 2, продолжая перемещаться, отрывается от кла-
пана 8 — происходит перепуск жидкости через каналы в кор-
пусе 2 седла в отверстие С.
9.4.3. Насосная станция СНУ-8
Насосная станция СНУ-8 выполняется раздельного исполне-
ния с резевуаром для рабочей жидкости от насосной стан-
ции 1 СНУ-5. Использование в насосной станции СНУ-8
24 Заказ № 305 369
принципиально другой конструкции трехпунжерного насоса вы-
сокого давления внесло существенные изменения в принципи-
альную гидросхему насосной станции (рис. 9.17).
От резервуара / осуществляется питание рабочей жид-
костью двух независимых насосных групп. Каждая из этих на-
сосных групп состоит из подпиточного шестеренного насоса 2,
от которого рабочая жидкость под давлением через фильтр 3
с двумя фильтрующими элементами Реготмас типа 760-1-04
с тонкостью фильтрации 60 мкм поступает во всас главного
насоса 7. При засорении фильтров предусмотрен отвод рабочей
жидкости через подпорный клапан 4 на слив и при всех слу-
чаях исключена подача грязной рабочей жидкости во всас вы-
соконапорного насоса, минуя фильтр 3. Для контроля давления
перед фильтром служит индикатор давления 12.
Для контроля давления во всасывающей магистрали высо-
конапорного насоса 7 предусмотрены реле давления 5 и ма-
нометр 6.
В случае недостаточного давления (засорился фильтр 3}
реле 5 отключает цепь управления электродвигателя 8 при-
вода насоса 7.
От напорной магистрали насоса 7 через автомат разгрузки
9 и блок клапанов 11 рабочая жидкость под давлением посту-
пает в напорную магистраль гидросистемы.
370
9.18. Конструкция поршневого гидропневмоаккумулятора насосной станции СНУ-8
Перед автоматом разгрузки установлен шаровой гидро-
пневмоаккумулятор 10 объемом 2,5 л для сглаживания пульса-
ций насоса; за автоматом разгрузки — поршневой гидропневмо-
аккумулятор 14 объемом 20 л для сглаживания режима работы
автомата разгрузки. Для защиты напорной магистрали преду-
смотрен предохранительный клапан /5; для контроля давления
в напорной магистрали — манометр 13\ для разгрузки насоса
с перепуском рабочей жидкости из напорной в сливную ма-
гистраль— дроссель 18. В сливной магистрали перед резер-
вуаром поставлен фильтр 17, зашунтированный переливным
клапаном 16 с реле давления 19.
Работа автомата разгрузки заключается в том, что при до-
стижении заданного давления в напорной магистрали автомати-
чески перебрасывается управляющий клапан УК и, воздейст-
вуя на разгрузочный клапан РК, отсекает напорную магистраль
гидросистемы крепи, соединяя при этом напорную магистраль
насоса со сливом.
Предохранительный клапан применен такой же конструкции,
как и в насосной станции СНУ-7.
Представляет интерес конструкция поршневого гидропнев-
моаккумулятора (рис. 9.18).
В цилиндре 1, закрытом с обеих сторон крышками 2 и 3,
закрепленными гайками 4, может перемещаться стакан-пор-
шень 5, на наружной поверхности которого смонтированы уп-
лотнительные манжеты 6, уплотнительные кольца 7 круглого
сечения с защитными кольцами 8.
Полость А гидропневмоаккумулятора через зарядный плос-
кий клапан 9 с уплотнительным кольцом 10 и пружиной 11 за-
ряжается сжатым до давления ПО кгс/см2 азотом.
Полость Б стакана-поршня 5 заполняется маслом И-20А по
ГОСТ 20799—75, при этом полости В и Г также должны быть
заполнены маслом.
Под действием подвижного поршня масло выжимается
в пространство между уплотнениями, обеспечивая их смазку
при осевых перемещениях стакана-поршня 5.
Подключается пневмогидроаккумулятор к напорной гидро-
магистрали через центральное отверстие в крышке 3.
Глава 10
ГИДРОПРИВОДЫ ГОРНЫХ МАШИН
И МЕХАНИЗИРОВАННЫХ КРЕПЕЙ
10.1. Гидропривод типа насос —
силовые гидроцилиндры в горных
машинах
Гидропривод типа насос — силовые гидроцилиндры получил
весьма широкое применение в самых разнообразных горных
машинах, в том числе для регулирования положения исполни-
тельного органа комбайна по мощности пласта или его переме-
щения в пространстве, регулирования положения комбайна
в вертикальной и горизонтальной плоскостях, осуществления
возвратно-поступательных или качательных перемещений раз-
личных элементов горных машин (приемного носка у погрузоч-
ных машин и проходческих комбайнов, стрелы перегружателя,
натяжного ролика, щитка и т. п.).
Системам гидропривода типа насос — силовые гидроци-
линдры, применяемым в горных машинах, присущи особенности,
которые в известной степени отражаются на принимаемых кон-
структивных решениях.
По характеру и назначению движения, осуществляемого с по-
мощью силового гидроцилиндра, системы гидропривода горных
машин можно разделить на следующие основные категории.
I. Возвратно-поступательное перемещение без регулирова-
ния скорости и без необходимости строгого фиксирования про-
межуточных положений поршня в гидроцилиндре. К этой наи-
более простейшей категории систем гидропривода относится
устройство для перемещения различных вспомогательных эле-
ментов— щитков исполнительных органов поворота и подъема
хвостовика конвейера погрузочной машины или перегружа-
теля и т. п.
Отсутствие больших действующих усилий, чередование и
кратковременность операций позволяют обычно в этих случаях
фиксировать положение поршня в силовом гидроцилиндре, за-
пирая его полости действием гидрораспределителей без гидро-
замков, и не иметь специальных устройств для регулирования
скорости перемещения.
Рекомендуемая типовая схема системы гидропривода для
этой категории возвратно-поступательных перемещений приве-
дена на рис. 10.1.
Рабочая жидкость от насосной станции, гидравлическая
схема которой будет рассмотрена ниже, поступает в трехпози-
ционный четырехходовой золотник по магистрали. В нейтральном
373
10.2. Типовая схема гидропри-
вода для возвратно-поступа-
тельных движений, без регули-
рования скорости с четкой
фиксацией положения поршня
в заданном положении
10.1. Типовая схема гидропривода для возвратно-поступательных движений,
без регулирования скорости и строгой фиксации промежуточных положений
поршня в цилиндре
среднем положении золотника рабочая жидкость из магист-
рали Н через полость золотника 1 направляется в силовую ма-
гистраль С; в силовой гидроцилиндр 2 рабочая жидкость не
поступает — насос работает на слив с минимальной нагрузкой.
При этом поршневая и штоковая полости цилиндра соединены
с запертыми полостями золотника 1.
Опыт показывает, что в большинстве случаев, учитывая от-
носительно небольшие утечки жидкости через золотник, такая
фиксация поршня со штоком в силовом гидроцилиндре удов-
летворяет требованиям эксплуатации и исключает необходи-
мость усложнения гидросхемы применением гидрозамков.
При перемещении золотника 1 вправо рабочая жидкость из
магистрали Н через полость золотника 1 по магистрали А по-
ступает в поршневую полость силового цилиндра. Одновременно
открывается проход рабочей жидкости из штоковой полости
гидроцилиндра по гидромагистрали Б через полость золот-
ника 1 в сливную магистраль С. При перемещении золотника 1
влево рабочая жидкость под давлением поступает по магист-
рали Б в штоковую полость, а из поршневой полости открыва-
ется проход жидкости в сливную магистраль С.
В случае необходимости одновременного включения для па-
раллельной работы двух и более силовых гидроцилиндров их
подключение выполняется так, как это показано на рис. 10.1.
Следует иметь в виду, что при этом скорость перемещения
штоков у параллельно подключенных гидроцилиндров может
быть различной и будет определяться величиной сопротивления
374
и внешних усилий, действующих на каждый шток. Если каж-
дый гидроцилиндр должен иметь независимое управление, то
применяется число золотниковых распределителей, соответст-
вующее числу гидроцилиндров.
II. Возвратно-поступательное перемещение без регулирова-
ния скорости перемещения, с четкой фиксацией в силовом гид-
роцилиндре положения поршня в заданном положении. К этой
категории систем гидропривода относятся устройства: переме-
щения опорных лыж комбайнов для обеспечения его направ-
ленного перемещения, регулирования натяжения различного
типа цепей или гусениц, перемещения исполнительного органа
по мощности пласта и т. п.
Рекомендуемая типовая схема системы гидропривода этой
категории возвратно-поступательных перемещений приведена
на рис. 10.2.
Основной отличительной особенностью этой гидросхемы яв-
ляется применение для четкой фиксации положения поршня 1
в гидроцилиндре 2 гидрозамка 3 двустороннего действия. Ра-
бота золотникового распределителя 4 при этом не изменяется,
только в среднем его нейтральном положении поршневая и што-
ковая полости гидроцилиндра 2 заперты действиями обратных
клапанов 5 гидрозамка 3. Это позволяет удерживать поршень 1
в заданном положении неограниченное время, несмотря на
внешние усилия.
Если внешние усилия действуют только в одном направле-
нии, например сила собственно веса, то обычно рекомендуется
применять односторонний гидрозамок, обратный клапан кото-
рого запирает только одну полость силового гидроцилиндра
(со стороны которой действуют внешние усилия).
В нейтральном положении распределителя 4 рабочая жид-
кость из напорной магистрали Н проходит в сливную С и не
поступает в полость гидроцилиндра 2.
Для обеспечения независимого управления каждым из двух
или более гидроцилиндров рекомендуется применение гидро-
схемы, приведенной на рис. 10.3.
От напорной магистрали Н рабочая жидкость поступает
в два золотниковых распределителя 1 и 2, каждый из которых
независимо управляет одним гидроцилиндром 6. Для фиксации
поршня 3 гидроцилиндра 6 в заданном положении предусмот-
рены два двусторонних гидрозамка 4 и 5 с обратными клапа-
нами 8 и разгрузочным поршнем 7, обеспечивающим при по-
даче рабочей жидкости под давлением разгрузку одного из
обратных клапанов 8 гидрозамка. В нейтральном положении
распределителей 1 и 2 напорная Н и сливная С магистрали за-
перты.
III. Качательные перемещения исполнительного органа при
необходимости регулирования скорости перемещения и автома-
тическом изменении направления перемещения в крайних
375
10.3. Типовая гидросхема независи-
мого управления каждым цилиндром
10.4. Типовая гидросхема для управ-
ления цилиндрами, обеспечивающими
качательные перемещения исполни-
тельного органа в вертикальной пло
скости
положениях. К этой категории относится, например, гидропри-
вод перемещения стреловидного типа исполнительных органов
проходческих комбайнов ПК-ЗМ, ПК-9Р, 4ПП-2 и др.
Рекомендуемая типовая гидросхема, обеспечивающая кача-
тельные перемещения исполнительного органа в вертикальной
плоскости с помощью двух гидроцилиндров, приведена на
рис. 10 4.
От насосной станции рабочая жидкость по напорной маги-
страли Н поступает в золотниковый распределитель 1. В ней-
тральном положении золотника рабочая жидкость через полость
распределителя поступает в сливную магистраль С. Если зо-
лотник переместится в правое положение, то рабочая жидкость
от насоса через полость золотника поступает в канал 4—5 и
далее распределяется по магистралям 6 и 13. По магистрали 6
жидкость поступает к распределителю 7 реверса с гидравличе-
ским управлением и далее по магистрали 8 через обратный
клапан 9 и дроссель 10 в поршневые полости гидроцилиндров
11 и 12, а по магистрали 13 — к концевому переключателю 14,
376
гидравлически управляющему по магистралям 2 и 3 распреде-
лителем 7 реверса.
Нерегулируемый дроссель 10 обеспечивает плавное, без рыв-
ков, опускание поршней гидроцилиндров 11 и 12\ обратный кла-
пан 9 — поступление жидкости в поршневые полости гидроци-
линдров и шунтирование дросселя 10. При этом дроссель 10 сов-
мещается с обратным клапаном 9, что существенно упрощает
конструкцию этих гидроаппаратов.
Рабочая жидкость по напорной магистрали 13 поступает
к концевому переключателю 14, положение золотника которого
изменяется механическим путем при качании исполнительного
органа комбайна в крайних его положениях. Концевой пере-
ключатель 14 гидравлически управляет положением золотника
реверса 7, который, в свою очередь, направляет рабочую жид-
кость поочередно в поршневую или штоковую полости гидро-
цилиндров 11 и 12.
Для демпфирования переключения золотника реверса и уст-
ранения гидроударов в рассечки магистралей вмонтированы не-
регулируемые дроссели 15 и 16.
При качательных перемещениях исполнительного органа
в горизонтальной плоскости, когда действие силы собственного
веса не сказывается на скорости перемещения штока гидроци-
линдра, надобность в установке обратного клапана 9 с дрос-
селем 10 отпадает.
Поскольку в данном случае не требуется четкой фиксации
исполнительного органа в каком-либо положении, в таких си-
стемах гидропривода нецелесообразно применение гидрозам-
ков для гидроцилиндров. Также нецелесообразно предусматри-
вать в данном случае делитель потока, так как обычно штоки
гидроцилиндров 11 и 12 жестко связаны между собой через ис-
полнительный орган комбайна.
При пространственных качательных перемещениях исполни-
тельных органов четырьмя гидроцилиндрами (два для переме-
щения в вертикальной плоскости и два в горизонтальной) и не-
зависимом ручном управлении каждой парой гидроцилиндрон
(например, проходческие комбайны ПК-ЗМ, ПК-9Р, 4ПП-2 и др.)
схема гидропривода несколько изменяется (рис. 10.5).
Золотниковые распределители 1 и 2 обеспечивают незави-
симое раздельное управление каждой парой гидроцилиндров 3
и 4. Для регулирования скорости перемещения исполнительного
органа предусмотрен поставленный между напорной Н и слив-
ной С магистралями перед входом в золотниковые распредели-
тели дроссель-регулятор 5 £ля плавного опускания исполни-
тельного органа в рассечку магистрали вмонтирован обратный
клапан 6 с дросселем 7.
Для обеспечения выравнивания усилий, развиваемых што-
ками гидроцилиндров при повороте исполнительного органа
в горизонтальной плоскости вправо и влево, рабочая жидкость
377
10.5. Типовая гидросхема управ-
ления цилиндрами передвиже-
ния в пространстве исполни-
тельного органа стреловидного
типа проходческого комбайна
10.6. Типовая гидросхема насосной станции для гидропривода типа насос—
гидроцилиндры
под давлением одновременно поступает по магистрали 8—9
в поршневую полость и по магистрали 8—10 в штоковую по-
лость гидроцилиндров 4.
Типовая рекомендуемая гидросхема насосной станции для
гидропривода типа насос — гидроцилиндры приведена на
рис. 10.6.
Насосная станция состоит из резервуара 1 для рабочей
жидкости с фильтром 2 на сливной магистрали и с переливным
клапаном 11, уравнемера 3, насоса 4 постоянной подачи, при
рабочем давлении до 50 кгс/см2 обычно лопастного типа, а при
давлении до 100 кгс/см2 шестеренного типа. При более высоких
давлениях, что в практике горного машиностроения встречается
относительно редко, используются обычно поршневые насосы.
Во всасывающей магистрали насоса 4 рекомендуется уста-
навливать всасывающий обратный клапан 5, а в напорной ма-
гистрали— напорный обратный клапан 6. Применение этих
клапанов обеспечивает пуск насоса в маслозаполненном состоя-
нии, позволяет демонтировать насос, не опасаясь вытекания
масла из гидросистемы. В напорной магистрали устанавлива-
ется манометр 7 с дросселем 8 для успокоения стрелки мано-
метра и распределителем 9 для подключения манометра на
время замера давления. Такой способ подключения маномет-
ров для обеспечения их сохранности следует рекомендовать
применять всегда в системах гидропривода горных машин.
378
За манометром в напорной магистрали обычно устанавли-
вается предохранительный клапан 10, чаще всего дифферен-
циального золотникового типа, настроенный на максимальное
расчетное давление, которое должно развиваться при перегруз-
ках в гидросистеме.
Следует особо обратить внимание на то, что расчетное рабо-
чее давление в гидросистеме должно составлять РРаб~(0,84-
4-0,85) Ртах- На такое давление должен настраиваться предо-
хранительный клапан.
В качестве предохранительного клапана рекомендуется по
возможности применять клапан типа Г52-1, серийно изготов-
ляемый заводами станкоинструментальной промышленности,
или предохранительный клапан унифицированной системы
УГ-10.
После предохранительного клапана рабочая жидкость по на-
порной магистрали Н поступает в гидросистему. Соответственно
рабочая жидкость, возвращающаяся из гидросистемы по слив-
ной гидромагистрали С, поступает в фильтр 2 и далее в резер-
вуар для рабочей жидкости. На случай засорения фильтра 2
предусмотрена обводная гидромагистраль с подпорным клапа-
ном И, обычно сблокированным с визуальным указателем
(выдвижение стержня или загорание сигнальной лампочки)
или с блок-контактом цепи управления электродвигателем
привода насоса для отключения насоса в случае засорения
фильтра.
Для лучшего заполнения гидросистемы рабочей жидкостью
и исключения случаев попадания воздуха в гидросистему на-
стоятельно рекомендуется устанавливать на сливной магист-
рали подпорный клапан 12, обычно регулируемый на давле-
ние Р=0,2 4- 0,5 кгс/см2.
Фильтр 2 обычно монтируется в отдельной камере с обрат-
ным клапаном, автоматически закрывающимся при замене
фильтрующего элемента.
Для регулирования скорости гидроцилиндров предусматри-
вается установка между напорной Н и сливной С магистра-
лями регулируемого дросселя 13.
При полностью закрытом дросселе вся рабочая жидкость от
насоса поступает в гидроцилиндр, при этом скорость переме-
щения штока будет максимальной. Всем остальным промежу-
точным положениям рукоятки дросселя соответствует свое про-
межуточное значение скорости перемещения штока гидроци-
линдра.
Из-за простоты устройства дросселя с регулятором в системе
гидропривода типа насос — гидроцилиндр обычно всегда *ко-
рость движения штока гидроцилиндра регулируется с помощью
того или иного типа регулируемого дросселя.
Однако при этом следует иметь в виду, что в случае малой
скорости перемещения штока гидроцилиндра почти вся
379
подаваемая насосом рабочая жидкость дросселируется и ее
энергия расходуется на нагрев.
Как показала практика, в горных машинах мощность, расхо-
дуемая в силовых гидроцилиндрах, относительно незначительна,
и поэтому вызываемый дросселированием нагрев рабочей жид-
кости обычно не имеет существенного значения.
Однако в случае длительных режимов работы с дроссели-
рованием всегда необходимо производить поверочный тепло-
вой расчет системы гидропривода.
Рассмотренными типовыми гидросхемами, которые могут
применяться в различных комбинациях и сочетаниях, практи-
чески исчерпываются используемые в горных машинах системы
гидропривода типа насос — гидроцилиндр.
Рассмотрим некоторые системы гидропривода наиболее рас-
пространенных серийно изготовляемых горных машин.
10.2. Гидропривод угольного комбайна
2К-101
В угольном комбайне 2К-Ю1 применены шесть гидроци-
линдров: два для регулирования двух шнеков исполнительного
органа по высоте, два для поворота погрузочного щитка в ра-
бочее и транспортное положения и два для его подъема или
опускания.
Гидравлическая схема гидропривода этого комбайна приве-
дена на рис. 10.7.
Масло из резервуара рабочей жидкости 1 по всасывающей
магистрали через фильтр 2 с тонкостью фильтрации 120 мкм
засасывается аксиально-поршневым насосом 3 и далее через
сетчатый фильтр 4 с тонкостью фильтрации 40 мкм поступает
в напорную магистраль. На случай засорения фильтра 4 пре-
дусмотрена шунтирующая магистраль с предохранительным
клапаном 5, настроенным на давление 5 кгс/см2. В напорную
магистраль 6 для контроля давления подключен мано-
метр 7.
В качестве распределительной и регулирующей аппаратуры
использованы секции 8, 9, 10 и 11 унифицированной аппара-
туры УГ-10. Эта аппаратура включает: секцию концевую кла-
панную 8, секцию индикаторную 9, три секции золотниковые
клапанные 10 и концевую секцию правую И. В нейтраль-
ном положении всех распределителей секций 10 рабочая
жидкость из напорных магистралей поступает на слив в ре-
зервуар.
Во избежание поломок, когда полости гидроцилиндров 12
заперты гидрозамками, предусмотрены предохранительные кла-
паны 13, отрегулированные на давление 200 кгс/см2 и встроен-
ные в магистраль поршневой полости гидродомкратов.
380
10.7. Гидравлическая схема гидропривода очистного комбайна 2К-Ю1
10.3. Гидропривод угольного комбайна
К-200
В угольном комбайне К-200 (рис. 10.8) применены семь ги-
дроцилиндров: три (/, 2 и 3)— для перемещения опорных лыж
комбайна, два (4 и 5) —для регулирования положения шнеков
исполнительного органа комбайна и два (6 и 7) —для поворота
погрузочных щитков комбайна.
Из резервуара 8 через фильтр 9 с тонкостью фильтрации
120 мкм рабочая жидкость по всасывающей магистрали посту-
пает в аксиально-поршневой насос 11 НА Г10/320 с подачей
10 л/мин и рабочим давлением 320 кгс/см2. От напорной магист-
рали насоса через фильтр 11 с тонкостью фильтрации 40 мкм
рабочая жидкость поступает в напорную магистраль 12 си-
стемы. Для контроля давления в напорной магистрали преду-
смотрен манометр 13.
381
10,8. Гидравлическая схема гидропривода очистного комбайна К-200
Давление в напорной магистрали ограничивается предохра-
нительным клапаном 14, отрегулированным на давление
200 кгс/см2.
В качестве распределительной и регулирующей аппаратуры
применена унифицированная аппаратура УГ-10, включающая
девять секций 15—24, в том числе секции: 15 — концевая ле-
вая с предохранительным клапаном; 16, 17 и 18 — распредели-
тельные клапаны с гидрозамками; 19 — с электрогидроклапа-
нами; 20, 21, 22 и 23 — распределительные с гидрозамками и
предохранительными клапанами.
Во время работы комбайна насос 10 непрерывно работает,
нагнетая жидкость в напорную магистраль 12 системы. При
нейтральном положении всех золотниковых распределителей
рабочая жидкость через переливной клапан, настроенный на
давление 20 кгс/см2, по магистрали 24 возвращается в резер-
вуар. Управление гидроцилиндрами осуществляется распреде-
382
лптелями секций 16, 17, 22 и 23, Обе полости каждого гидро-
цилиндра запираются двусторонними гидрозамками 25
У гидроцилиндров 4 и 5 регулирования положения шнеков
исполнительного органа и у гидроцилиндров 6 и 7 поворота по-
грузочных щитков обе полости защищены предохранительными
клапанами 26, при этом у цилиндров шнеков они настроены на
давление 300 кгс/см2, а у цилиндров щитков — на 100 кгс/см2.
Для управления комбайном по радио предусмотрены элек-
трогидроклапаны в секции 18, с помощью которых осуществля-
ется гидравлическое управление золотниковыми распределите-
лями гидродомкратов 4 и 5 регулирования положения шнеков.
Отличительной особенностью гидросхемы комбайна К-200
является наличие на каждом шнеке гидравлически выдвигае-
мых тензорезцов Учитывая, что для выдвижения тензорезцов
давления, взятого из магистрали, недостаточно, использованы
мультипликаторы.
383
Управление выдвижением тензорезцов на каждом шнеке осу-
ществляется двухпозиционным распределителем. Этот же рас-
пределитель имеет дублированное гидравлическое управление
от системы автоматики, обеспечивающее его автоматическое
включение через определенные промежутки передвижения ком-
байна.
10.4. Гидропривод проходческого
комбайна 4ПУ
Гидравлическая схема системы гидропривода комбайна 4ПУ
приведена на рис. 10.9.
Из резервуара 1 шестеренный насос 2 подает рабочую жид-
кость в напорную магистраль.
Давление в напорной магистрали контролируется маномет-
ром 17. Для регулирования скорости в напорную магистраль
подключен дроссель-регулятор 11. Для ограничения давления
в напорной магистрали служит предохранительный клапан,
10.9. Гидравлическая схема гидропривода проходческого комбайна 4ПУ
384
встроенный в распределительный блок 3. С помощью шести зо-
лотниковых распределителей осуществляется управление гид-
роцилиндрами 5—подъема и опускания исполнительного ор-
гана, 6 — его поворота, 7 — телескопа исполнительного органа,
8 — подъема и опускания питателя 4, 12 и 13— зажима борто-
вых фрикционов гусеничного хода и 14 — освобождения авто-
стопоров гусеничного хода.
Гидроцилиндры 12 и 13 зажима бортовых фрикционов гу-
сеничного хода снабжены пружинами, обеспечивающими воз-
врат штоков в исходное положение при соединении поршневых
полостей со сливом. Аналогично пружины в цилиндрах автосто-
поров при снятии давления обеспечивают автоматическое сто-
порение гусениц Кроме того, в системе управления цилиндрами
зажима фрикционов и автостопорами предусмотрены два обрат-
ных клапана 15 и две пары дросселей 16. Система управления
обеспечивает при подаче распределителем рабочей жидкости
к гидроцилиндрам зажима фрикциона предварительное отклю-
чение автостопоров, и наоборот, при установке распрёделителя
управления гусеничным ходом в нейтральное положение — дре-
наж поршневых полостей гидроцилиндров зажима бортовых
фрикционов через дроссели 16, что приводит к опережающему
освобождению фрикциона с последующим включением авто-
стопора.
С целью ограничения давления в полостях гидроцилиндров 8
подъема и опускания питателя применен сдвоенный предохра-
нительный клапан 10.
Для устранения вибраций при опускании исполнительного
органа и перегружателя предусмотрены дроссели 9.
10.5. Гидропривод проходческого
комбайна 2ПУ
Гидропривод комбайна 2ПУ состоит из двух частей гидро-
привода: типа насос — гидромотор для привода гусеничного
хода и типа насос — гидроцилиндры Гидравлическая схема
объединенной системы гидропривода приведена на рис. 10.10.
Двухсекционный шестеренный насос НШ-32У с секциями 2
и 3 подает рабочую жидкость из резервуара 1 к гидромоторам
11 и 12 привода каждой гусеницы.
Управление гидромоторами И и 12 осуществляется трехпо-
зиционными золотниковыми распределителям!! 14 и 15. Для за-
щиты системы гидропривода каждой гусеницы предусмотрены
предохранительные клапаны 16 и 17, а для автоматического сто-
порения гусениц—автостопоры 9 и 10, автоматически отклю-
чающиеся при подаче рабочей жидкости под давлением в гид-
ромоторы 11 и 12.
Распределители 14 и 15 с предохранительными клапанами 16
и 17 смонтированы в одном корпусе 4 распределительного блока.
25 Заказ № 305
385
10.10. Гидравлическая схема гидропривода проходческого комбайна 2ПУ
От насоса секции 3 по магистрали осуществляется подача
рабочей жидкости под давлением в систему гидропривода гид-
роцилиндров. Для регулирования скорости в напорную магист-
раль подключен дроссель-регулятор 18.
Управление цилиндрами: 8 подъема исполнительного органа,
6 его поворота, 7 телескопа и 5 подъема питателя осущест-
вляется четырьмя трехпозиционными золотниковыми распреде-
лителями 19—22. При этом предусмотрены гидрозамки 23 для
запирания полостей цилиндра подъема исполнительного органа
и дроссель 13 для плавного опускания питателя.
Для защиты системы гидропривода от чрезмерного давле-
ния предусмотрен предохранительный клапан 24.
На сливной магистрали установлены фильтры 25 для очистки
рабочей жидкости.
10.6. Гидропривод механизированных
крепей
10.6.1. Общие сведения
Все механизированные крепи в настоящее время выполня-
ются как правило, гидрофицированными, базируясь на приме-
нении гидропривода типа насос постоянной подачи — система
гидроцилиндров.
386
Вследствие особых специфических условий работы и требо-
ваний, предъявляемых к гидроприводу механизированных кре-
пей, он существенно отличается от системы гидропривода гор-
ных машин как своими схемными решениями, так и применяе-
мым набором гидроаппаратуры.
Системы гидропривода типа насос — система гидроцилинд-
ров в механизированных крепях характеризуются следующими
важнейшими особенностями.
1. Механизированная крепь имеет относительно большую
протяженность гидрокоммуникаций, в отдельных случаях свыше
200 м, что предопределяет наличие в системе гидропривода
большого числа гидростоек (примерно от 50 до 1000 штук) и
и гидродомкратов (примерно от 50 до 300 штук) с соответст-
вующим большим числом предохранительных и разгрузочных
клапанов, распределителей, гибких и жестких гидромагист-
ралей протяженностью на всю длину лавы с большим числом
соединительной арматуры и уплотнительных элементов.
2. Питание рабочей жидкостью системы гидростоек, гидро-
домкратов передвижения и вспомогательных гидроцилиндров
осуществляется от насосной станции, обычно управляемой дис-
танционно и располагающейся на нижнем откаточном штреке
или в просеке.
3. Наличием секционной конструкции механизированной
крепи, с повторяющимся в каждой секции комплектом гидро-
стоек, гидродомкратов передвижения и других гидроцилиндров,
с набором регулирующей и распределительной аппаратуры.
4. При перемещении секций крепи и забойного конвейера
в системе гидропривода циркулирует значительный объем ра-
бочей жидкости — до 600—800 л.
5. Гидравлические стойки, поддерживающие кровлю в очист-
ном забое, должны иметь значительное усилие начального рас-
пора. В связи с этим в системе гидропривода для питания гид-
ростоек применяется в настоящее время рабочее давление по
напорной магистрали 160—200 кгс/см2 с тенденцией увеличения
в ближайшие годы до 320 кгс/см2. После начального распора
гидравлических стоек их гидросистема отключается от напорной
магистрали и образуется замкнутая гидросистема, в которой
под действием монотонного опускания пород кровли со средней
скоростью около 3 мм/ч давление повышается до давления сра-
батывания предохранительного клапана, обычно равного от 300
до 800 кгс/см2.
6. Все агрегаты системы гидропривода гидравлической
стойки должны обладать высокой степенью герметичности и
надежности в эксплуатации, особенно уплотнения гидростоек,
предохранительные и разгрузочные клапаны, так как выход из
строя любого из этих элементов или появление микроутечек
приводит к потере гидростойками рабочего сопротивления,
что может вызвать опасные ситуации в рабочем пространстве
25*
387
вследствие нарушения целостности пород кровли и возможно-
сти ее обрушения. Учитывая сложность и трудоемкость мон-
тажа и демонтажа механизированной крепи и ремонтов в усло-
виях очистного забоя, система гидропривода должна надежно
обеспечивать отработку без ремонта и замены элементов всего
нарезанного выемочного поля (столба) лавы на всю протяжен-
ность.
7. Система гидропривода, как и все ее гидроагрегаты, ра-
ботает в условиях шахтной метано-воздушной атмосферы с боль-
шой влажностью и запыленностью воздуха, в стесненном по га-
баритам рабочем пространстве, затрудняющем доступ к гид-
роагрегатам и их осмотр. Как правило, гидроагрегаты в этих
условиях не могут ремонтироваться в очистном забое, и по-
этому требуется обеспечение возможности легкой замены в ре-
монтные смены отдельных отказавших гидроагрегатов в про-
цессе работы механизированных крепей
8. Ручное управление секциями крепи в целях безопасности
ведется оператором дистанционно из-под соседней секции или
с пульта, вынесенного на штрек. При этом управление сек-
циями крепи заключается в повторении таких основных команд,
как «Разгрузка стоек», «Передвижение секции», «Распор стоек»,
«Передвижение забойного конвейера». Кроме этих оператив-
ных повторяющихся команд, имеются команды, связанные
с обеспечением направленного и заданного положений секций
в пространстве (команды, связанные с системой устойчивости
секций, корректировки их направленного положения относи-
тельно забойного конвейера и др.).
9. В системах гидропривода применяются поршневые на-
сосы постоянной подачи, снабженные регуляторами подачи или
автоматами разгрузки в сочетании с гидропневмоаккумулято-
рами. В качестве рабочей жидкости используются водно-масля-
ные эмульсии. Требуемая подача насосной станции находится
в пределах 35—120 л/мин.
Приведенные выше основные особенности гидропривода ме-
ханизированных крепей обусловливают специфику схемных и
конструктивных решений, присущих этой специфической си-
стеме гидропривода типа насос—гидравлические цилиндры.
Устройство и особенности схемных решений унифицирован-
ных насосных станций систем гидропривода механизированных
крепей были рассмотрены выше.
10.6.2. Система гидропривода
механизированной крепи типа '1М88
Механизированная крепь типа 1М88 обладает следующими
особенностями* двухстоечная рамного типа конструкция сек-
ции, с применением одного гидродомкрата для передвижения ее
и става конвейера; заряженная схема передвижки секции
388
10.11. Гидравлическая схема гидропривода механизированной крепи 1М88
крепи, с передвижением секций последовательно вслед за ком-
байном, с дистанционным управлением с вышележащей сосед-
ней секции; фронтальное выдвижение конвейера после выемки
комбайном полосы угля, наличие системы устойчивости с од-
ним гидравлическим цилиндром на секции; возможность общего
(двумя стойками) и раздельного управления каждой из стоек
секции крепи; возможность местного подтягивания става за-
бойного конвейера в сторону выработанного пространства
Гидравлическая схема секции крепи приведена на рис. 10 11.
От насосной станции вдоль секций механизированной крепи
расположены три магистрали: I — напорная, II — сливная и
III — напорная для системы устойчивости секций крепи
Рабочая жидкость от насосной станции попадает в распре-
делитель дистанционного управления, имеющий четыре положе-
ния I — «Нейтральное», II — «Крепь»; III — «Конвейер 1»;
IV — «Конвейер 2».
При установке распределителя в положение II — «Крепь»
жидкость под давлением поступает в магистраль II и далее
к распределителям секций и распределителям передвижки верх-
него и нижнего приводов конвейера. Магистраль I при этом
389
через подпорный клапан и блок фильтров сообщается с резер-
вуаром насосной станции, превращаясь на время в сливную
магистраль.
Управление секциями крепи осуществляется установленным
на вышележащей секции распределителем 1, имеющим девять
позиций.
Опускание перекрытия и разгрузка секции осуществляются
переводом распределителя 1 в положение ШС1-2. При этом ра-
бочая жидкость под давлением через стоечные блоки 2 и 3
поступает одновременно в штоковые полости двух гидростоек 4
и 5, а жидкость из поршневых полостей через клапаны разгрузки
стоечных блоков 2 и 3 — на слив.
Для раздельной разгрузки передней и задней гидростоек
распределитель 1 необходимо поставить в положение ШС1 или
ШС2.
При переводе распределителя 1 в положение ШД рабочая
жидкость поступает в штоковую полость гидродомкрата 6, ко-
торый при разгруженных стойках передвигает секцию. При уста-
новке распределителя 1 в положение ПС происходит одновре-
менный распор обеих стоек. В положениях ПС1 и ПС2 происхо-
дит распор соответственно передней или задней стоек по
дифференциальной схеме (подача рабочей жидкости под давле-
нием одновременно в штоковую и поршневую полости).
Фронтальная передвижка конвейера осуществляется при
дистанционном управлении распределителем, при этом все сек-
ционные распределители устанавливаются в нейтральное поло-
жение.
Для передвижки секции крепи с подпором служит блок под-
пора 7 с двумя положениями П и В.
При фронтальной передвижке конвейера рабочая жидкость
может подаваться только в поршневые полости гидродомкратов
передвижения (положение распределителя дистанционного уп-
равления— «Конвейер 1») или одновременно в поршневую и
штоковую полости (положение распределителя дистанционного
управления — «Конвейер 2»). Патрон 8 системы устойчивости
питается от специальной магистрали III. Стоечные блоки 2 и
3 оснащены индикаторами давления 9.
10.6.3. Система гидропривода
механизированной крепи типа КМТ
Механизированная крепь типа КМТ обладает следующими
особенностями: четырехстоечная секция крепи с двумя гидро-
домкратами передвижения; заряженная схема передвижки сек-
ций крепи, с передвижением секций последовательно вслед за
комбайном, с дистанционным управлением с соседней (вышеле-
жащей) секции; фронтальная выдвижка конвейера после вы-
емки комбайном полосы угля; наличие системы устойчивости
390
1
10.12. Гидравлическая схема гидропривода механизированной крепи МТ:
I — гидростойка; 2 — стоечный блок; 3 — гидродомкрат передвижения; 4 — клапанный
распределитель; 5 — гидропатрон системы устойчивости; 6 — фильтр на входе в клапан-
ный распределитель
с одним гидравлическим цилиндром; применение клапанного
типа распределителей, с отдельными рукоятками для управле-
ния передними и задними стойками и гидродомкратами пере-
движения.
Гидравлическая схема системы гидропривода крепи типа
КМТ приведена на рис. 10.12.
Вдоль секций очистного забоя расположены три магист-
рали: I— напорная; II— сливная и III — напорная для системы
устойчивости.
При положении распределителя дистанционного управления
в положении «Конвейер» рабочая жидкость под давлением по-
ступает в магистраль I, а в положении «Крепь» — в магист-
раль II.
В остальном схема управления гидростойками 1 и гидро-
домкратами 3 секции крепи весьма проста, осуществляется
тремя рукоятками, управляющими восемью клапанами. Опыт
эксплуатации показал, что наличие на каждую операцию (пе-
редвижка секции или конвейера, распор или разгрузка гидро-
стоек) отдельной рукоятки оказывается удобным и позволяет
ускорить их выполнение (не надо тратить время на установку
распределителя в требуемую позицию).
Поскольку клапанный распределитель 4 чувствителен к за-
грязнению рабочей жидкости, на входе от напорной магистрали
в распределитель поставлен фильтр 6.
Для подпитки магистрали III системы устойчивости служит
свой автомат разгрузки, соединенный с блоком пневмогидроак-
кумуляторов.
По концам лавы предусмотрены гидродомкраты передвиже-
ния, с помощью которых передвигаются приводные головки кон-
вейера.
10.6.4. Система гидропривода
механизированной крепи «Донбасс»
Особенностями секции механизированной крепи «Донбасс»
являются: шестистоечная секция с двумя гидродомкратами пе-
редвижения, гидродомкратом выдвижки верхняка и гидропат-
рона поджимной консоли верхняка; незаряженная схема пере-
движки секций крепи, когда вслед за проходом комбайна вы-
двигается верхняк без разгрузки и передвижки секции крепи.
Передвижка секций крепи производится с отставанием от -ком-
байна на 15—18 м; конвейер передвигается «волной» вслед за
продвижением комбайна.
Гидравлическая схема гидропривода крепи типа «Донбасс»
приведена на рис. 10.13. Вдоль очистного забоя к секциям от
насосной станции проложены две магистрали: 1 — сливная и
2 — напорная.
392
10.13. Гидравлическая схема гидропривода механизированной крепи «Дон-
басс»:
ШПС и ППС — штоковые и поршневые полости гидростоек 1,2 и 3 рядов; ШПП и ППП —
штоковые и поршневые полости гидродомкратов передвижения; ШПВ и ППВ— штоковая
и поршневая полости гидропатрона верхняка; ПВ — плунжерная полость гидропатрона
Управление секцией крепи осуществляется одним восьмипо-
зиционным распределителем 3
При установке распределителя в положение PC осуществля-
ется одновременный распор всех шести гидростоек 4. Каждая
пара гидростоек одного ряда имеет общий стоечный блок с од-
ним предохранительным 5 и одним разгрузочным 6 клапанами
на две стойки каждого ряда. При распоре гидростоек рабочая
жидкость поступает к стоечным блокам второго и третьего ря-
дов стоек и через обратный клапан 7 к стоечному блоку пер-
вого ряда гидростоек. Одновременно с распором переднего ряда
гидростоек рабочая жидкость поступает в гидропатрон 8 под-
жимной консоли верхняка.
В положении РС1 распределителя 3 распирается только пе-
редний ряд стоек и гидропатрон поджимной консоли верхняка.
393
Секция крепи
10.14. Гидравлическая схема гидропривода механизированной крепи М-130
В положении ВВ распределителя 3 рабочая жидкость поступает
в поршневую полость домкрата 9 выдвижения верхняка, и по-
следний выдвигается. При этом жидкость из штоковой полости
через обратный разгрузочный клапан 10 отводится в сливную
магистраль /.
Разгрузка стоек первого ряда осуществляется в положении
ОС1 распределителя 3. Аналогично в положении О С 2-3 осуще-
ствляется разгрузка стоек второго и третьего рядов.
Передвижка секции осуществляется в положении ПС распре-
делителя 3. Рабочая жидкость через клапан 11 «ИЛИ» посту-
пает в штоковые полости двух домкратов 12 и одновременно
через клапан 10 — в штоковую полость домкрата 9 верхняка.
Поршневая полость домкрата 9 при этом соединена со сливом,
чем достигается перемещение секции при одновременном воз-
врате выдвижного верхняка в исходное положение.
Забойный конвейер передвигается «волной» при установке
распределителя 3 в положение ПК. Рабочая жидкость посту-
пает в поршневые полости домкратов 12 и через клапан 11 —
в штоковые полости — происходит подключение гидродомкратов
по дифференциальной схеме и производится передвижение кон-
вейера.
10.6.5. Система гидропривода
механизированной крепи М-130
Особенностями секции механизированной крепи М-130 явля-
ются: двухстоечная конструкция секции с установкой на каж-
дой секции одного гидродомкрата передвижения, с использова-
нием для передвижения секции крепи как одного, так и двух
гидродомкратов (один установлен на передвигаемой секции,
второй — на соседней) с запиранием их полостей гидрозамками;
наличие у перекрытия консольного козырька, прижимаемого
к кровле гидропатроном; наличие двух гидродомкратов, коррек-
тирующих положение гидростоек в процессе их передвижения;
передвижение секции крепи как с подпором, так и без под-
пора.
Вдоль очистного забоя от насосной станции к секциям крепи
проложены две магистрали: I— напорная и II — сливная
(рис. 10.14).
Управление секцией крепи осуществляется двумя распреде-
лителями: восьмипозиционным 1 и семипозиционным 2.
Для увеличения ресурса каждый распределитель снабжен
отсечным клапаном 3, что позволяет выбирать требуемую по-
зицию без подачи рабочей жидкости под давлением. Гидравли-
ческие стойки 4 и 5 выполняются одинарной гидравлической
раздвижности, с подводом рабочей жидкости через шток. Для
устранения гидравлических ударов при разгрузке в стоечном
блоке применен безударный разгрузочный клапан 6. Гидродом-
396
краты передвижения 7 снабжены гидрозамками S; гидропат-
рон 9 поджима козырька — предохранительным 10 и разгру-
зочным И клапанами.
10.7. Гидропривод типа насос —
гидромотор
10.7.1. Общие сведения
Гидропривод типа насос — гидромотор получил в настоящее
время широкое применение в горных машинах, прежде всего
в приводах механизмов передвижения. При этом различают две
принципиально различные схемы такого гидропривода:
1. Для механизмов подачи угольных комбайнов. В этом
случае применяется система гидропривода, состоящая из на-
соса переменной подачи и одного или двух гидромоторов
2. Для механизмов передвижения горных машин на гусенич-
ном или колесном ходу. В этом случае применяются системы
гидропривода, состоящие обычно из двух насосов постоянной
подачи (один — для рабочего хода, другой — для маневрового)
с двумя независимо работающими гидромоторами при гусенич-
ном ходе или четырьмя при колесном ходе.
Кроме того, системы гидропривода типа насос — гидромотор
начинают применяться для приводов буровых машин, для пре-
дохранительных лебедок и ряда других горных машин.
Применение объемного гидропривода типа насос перемен-
ной подачи — гидромотор позволяет удачно разрешить ряд слож-
ных вопросов, связанных со спецификой режимов работы гор-
ных машин (режимы пуска, мгновенного стопорения, значитель-
ные изменения величины внешних нагрузок на исполнительном
органе и др.), с выбором оптимального режима, в том числе и
при автоматическом регулировании. При таком приводе маховые
массы ротора электродвигателя изолируются от трансмиссии
исполнительного органа, чем в значительной мере снижаются
возникающие динамические нагрузки. Наличие же в системе
объемного гидропривода предохранительного клапана ограни-
чивает, независимо от характера внешних нагрузок, предельные
нагрузки, возникающие в трансмиссии и на исполнительном
органе.
Процессы автоматического регулирования в такой системе
привода могут осуществляться как по давлению, так и по час-
тоте вращения вала гидромотора. Регулирование по давлению
(например, изменением усилия сжатия пружины предохрани-
тельного клапана) позволит, например, увеличить в 2—3 раза
крутящий момент на валу гидромотора время его пуска, сохра-
няя постоянной мощность на валу электродвигателя привода
насоса. Форсирование режима работы гидромотора и насоса
397
с учетом незначительного угла наклона люльки аксиально-порш-
невого насоса, малой частоты вращения вала гидромотора и
кратковременности работы в таком режиме в большинстве слу-
чаев может быть вполне допустимо.
Регулирование частоты вращения вала гидромотора позво-
ляет выбрать наиболее выгодный режим работы исполнитель-
ного органа (например, из условий минимальной энергоемкости
процесса разрушения, регулирования скорости передвижения
выемочной машины в зависимости от крепости угля и степени
затупления резцов и т. п.).
Поскольку при насосе переменной подачи регулирование
частоты вращения вала гидромотора осуществляется практи-
чески без дополнительных потерь энергии, этот вид регулиро-
вания особенно перспективен для использования в горных ма-
шинах.
Простота управления реверсом, давлением и частотой вра-
щения вала гидромотора делает объемные передачи типа насос
переменной подачи — гидромотор особо перспективными для
применения в приводе рудничных локомотивов, дизелевозов,
самоходных вагонеток, буровых машин и лебедок.
Ввиду жесткости объемной гидропередачи отпадает необхо-
димость в устройстве для оперативного торможения; оператив-
ное управление частотой и реверсом сосредоточивается по сути
в одной рукоятке.
Рост энерговооружения горных машин и большая необходи-
мость при этом выбора оптимальных параметров их работы
обусловили большую перспективу применения в их силовых
трансмиссиях объемного гидропривода, особенно типа насос
переменной подачи — гидромотор.
В качестве насосов переменной подачи в системах гидро-
привода горных машин применяются радиально-поршневые и
аксиально-поршневые насосы. Преимущественное применение
в последнее время получают насосы аксиально-поршневого
типа.
В качестве насосов постоянной подачи чаще всего приме-
няют шестеренные насосы. Гидромоторы в горных машинах ис-
пользуются всех трех типов: радиально-поршневые, аксиаль-
но-поршневые и лопастные.
Рабочее давление в системах гидропривода типа насос—ги-
дромотор находится в пределах 50—160 кгс/см2, чаще всего
используется рабочее давление 80—120 кгс/см2. Имеется тен-
денция в перспективе перехода на рабочее давление 160—
250 кгс/см2.
В качестве рабочей жидкости обычно применяется масло ин-
дустриальное И-ЗОА или И-40А по ГОСТ 20799—75.
Мощность гидромоторов, конструкция которых разработана
и создана в горном машиностроении, находится в пределах
2—400 кВт. В отдельных случаях при значительных передавае-
398
мых мощностях и интенсивном режиме работы в системах ги-
дропривода типа насос—гидромотор применяются устройства
для охлаждения рабочей жидкости.
10.7.2. Типовые гидросхемы привода горных
машин типа насос — гидромотор
Гидропривод типа насос—гидромотор в горных машинах вы-
полняется в основном по двум принципиальным схемам:
1. С открытой системой циркуляции жидкости от насоса
к гидромотору.
2. С закрытой системой циркуляции жидкости от насоса
к гидромотору.
При открытой системе циркуляции через резервуар с рабо-
чей жидкостью циркулирует вся рабочая жидкость. При закры-
той системе циркуляции рабочая жидкость от насоса к гидро-
мотору и обратно циркулирует по специальной магистрали, а ра-
бочая жидкость в резервуаре служит лишь для восполнения
утечек или частичного участия в циркуляции между насосом и
гидромотором.
Обычно гидросхемы с открытой системой циркуляции при-
меняются при многомоторном гидроприводе и при гидроприводе,
когда реверсирование гидромотора осуществляется распреде-
лительным устройством, а не насосом.
При гидроприводе типа насос переменной подачи — гидромо-
тор чаще применяют гидросхемы с закрытой системой циркуля-
ции рабочей жидкости.
Схема гидропривода типа насос — гидромотор с открытой
системой циркуляции рабочей жидкости приведена на рис. 10 15.
Рабочая жидкость из маслобака 1 засасывается подпиточ-
ным насосом 2 и под давлением по магистрали 3 поступает
в насос переменной подачи 4, откуда по напорной магистрали 5
через распределитель 6, соединяющий напорную гидромагист-
раль насоса со сливной магистралью, — в гидромотор 7. Для
ограничения давления в системе гидропривода служит предо-
хранительный клапан 9.
Рабочее давление в системе гидропривода контролируется
манометром 10, который для более спокойной работы подключен
через постоянный дроссель 11 и включается распределителем 12
только на время замера. Фильтр 13 для очистки рабочей жид-
кости установлен на сливной магистрали перед сливом рабочей
жидкости в резервуар 1. Для контроля работы фильтра и обес-
печения его своевременной очистки или замены служит мано-
метр 14, установленный на сливной магистрали перед фильтром.
Фильтр 13 зашунтирован переливным клапаном 16. Для управ-
ления подачей насоса 4 предусмотрен распределитель 17.
Обычно переливной клапан 16 блокируется с цепью свето-
вой или звуковой сигнализации и подает сигнал на пульт
399
10.15. Гидравлическая схема гидро-
привода типа насос—гидромотор с от-
крытой системой циркуляции
управления или в цепь дистанционного управления электродви-
гателем привода насоса. Такая блокировка исключает возмож-
ность работы системы гидропривода в случае загрязнения
фильтрующего элемента. Подачу подпиточного насоса рекомен-
дуется принимать на 10—15 % больше максимальной подачи
основного насоса.
Для слива избытка рабочей жидкости, подаваемой подпи-
точным насосом, служит переливной клапан 15. Цля обеспе-
чения надежной работы насоса 4 и уменьшения потери мощности
обычно переливной клапан 15 регулируется на давление от 3
до 5 кгс/см2.
Распределитель 6 на этой схеме показан золотникового типа.
Он в зависимости от положения золотника обеспечивает ход
гидромотора 7 вперед, назад и остановку, соединяя напорную
магистраль 5 со сливной 8.
Для устранения возможности попадания воздуха в гидро-
магистраль и обеспечения более жесткой гидросистемы привода
предусмотрен подпорный клапан 18, который обычно регули-
руется на давление 0,3—0,5 кгс/см2.
К недостатку данной гидросхемы относится установка
фильтра на сливной магистрали, что исключает возможность ее
применения при аксиально-поршневых насосах с торцовым рас-
пределением, требующих обеспечения тонкости фильтрации не
менее 10 мкм.
При применении насосов переменной подачи в гидроприво-
дах с открытой системой циркуляции рабочей жидкости их экс-
центриситет или угол наклона люльки изменяется от нуля до
максимума без перехода через нулевое положение. В этом слу-
400
10.16. Гидравлическая схема гидропривода типа насос-гидромотор с закрытой
системой циркуляции
чае изменение направления вращения вала гидромотора осуще-
ствляется распределителем 6, а не насосом 4.
Гидравлическая схема системы гидропривода с закрытой си-
стемой циркуляции типа насос переменной подачи — гидромо-
тор приведена на рис. 10.16.
В такой системе гидропривода обычно предусматривается
применение насоса переменной подачи /, напорная 2 и всасыва-
ющая 3 магистрали которого соединены с гидромотором 4. Ча-
стота вращения гидромотора регулируется изменением подачи
насоса /, а реверсирование гидромотора 4 достигается измене-
нием направления подачи жидкости насосом 1.
Для ограничения максимального крутящего момента, разви-
ваемого гидромотором, между магистралями высокого и низкого
давления смонтированы два предохранительных клапана 5 и
6, которые в зависимости от направления вращения гидромотора
работают поочередно.
Утечки в насосе и гидромоторе восполняются подачей в ги-
дромагистраль рабочей жидкости подпиточным насосом 7 ре-
зервуара 8 через фильтр 9 и два обратных клапана 10 и 11. По-
дачу подпиточного насоса 7 рекомендуется принимать равной
15—20 % от максимальной подачи насоса 1
Слив в резервуар 8 избытка рабочей жидкости, подаваемой
подпиточным насосом 7, производится через переливной
26 Заказ № 305
401
клапан 12, который обычно регулируется на давление 8—
10 кгс/см2, что улучшает процесс всасывания основным насо-
сом 1, обеспечивает спокойную работу насоса и так называе-
мую жесткость гидросистемы.
Для защиты фильтра 9 и контроля степени его загрязнения
служит предохранительный клапан 13. Давление в напорной ма-
гистрали контролируется манометром 14, который для устра-
нения вибрации стрелки присоединяется через дроссель 15, под-
ключаясь на время замеров через распределитель 16.
Из-за реверсивности подачи рабочей жидкости под давле-
нием насосом 1 предусмотрены два обратных клапана 17 и 18.
Применение подпиточного насоса и фильтра в его напорной
магистрали обеспечивает более надежную защиту основного
насоса и системы гидропривода от попадания частиц грязи и
посторонних примесей.
Такую систему гидропривода следует рекомендовать при при-
менении насосов переменной подачи аксиально-поршневого типа
с торцовым распределителем, детали которого особенно чувст-
вительны к загрязнению рабочей жидкостью.
Изменение подачи и реверс насоса 1 осуществляются гид-
равлически, с помощью двухпозиционного распределителя 19 и
разгрузочного клапана 20, управляемых одной рукояткой 21.
Одним из существенных недостатков закрытой системы цир-
куляции, особенно при передаваемой мощности свыше 20 кВт,
является относительно быстрый нагрев рабочей жидкости до
весьма высокой температуры, что в ряде случаев делает невоз-
можной длительную работу гидропривода под нагрузкой без
применения специальных холодильников. Для устранения этого
недостатка широко применяется схема гидропривода типа
насос — гидромотор с замкнутой системой циркуляции, в ко-
торой предусмотрен частичный обмен рабочей жидкости
(рис. 10.17).
При такой схеме гидропривода насос 1 переменной подачи
соединен замкнутыми гидромагистралями 2 и 3 с гидромото-
ром 4. В отличие от гидросхемы, приведенной на рис. 10.16,
между магистралями высокого 2 и низкого 3 давления смонти-
рован один предохранительный клапан 5, подключенный через
четыре обратных клапана 6—9, которые в зависимости от на-
правления потоков жидкости, поступающих в гидромотор, ра-
ботают поочередно.
Выбор того или иного варианта установки манометра зави-
сит в основном от конструктивных соображений.
Утечки в насосе 1 и гидромоторе 4 восполняются подачей
рабочей жидкости в замкнутую гидромагистраль 2 и 3 подпи-
точным насосом 10 через фильтр 11 и два обратных клапана 12
и 13.
Для защиты фильтра 11 и контроля степени его загрязнения
служит предохранительный клапан 14. Принципиальное отли-
402
10.17. Гидравлическая схема гидропривода типа насос-гидромотор с закрытой
системой циркуляции, в которой предусмотрен частичный обмен рабочей
жидкости
чие рассматриваемой схемы гидропривода от схемы, приведен-
ной на рис. 10.16, заключается в том, что величина подачи под-
питочного насоса 10 берется со значительным избытком по срав-
нению с ожидаемой величиной утечек и принимается равной
25—30 % от максимальной подачи основного насоса 1.
Получаемый при этом в замкнутой гидромагистрали избы-
ток рабочей жидкости через два обратных клапана 15 и 16 и
подпорный клапан 17 сливается в резервуар 18. Особенностью
конструкции обратных клапанов 15 и 16 является их взаимная
механическая связь друг с другом, вследствие чего один кла-
пан всегда закрыт, а другой принудительно открыт.
Изменяя регулировку подпорного клапана 17, можно изме-
нять предельное давление в магистрали 3 низкого давления.
Обычно это давление принимается равным 10—15 кгс/см2.
При такой гидросхеме за счет избытка подачи подпиточного
насоса 10 осуществляется непрерывная замена циркулирующей
в замкнутой гидромагистрали 2 и 3 части горячего масла бо-
лее холодным маслом, поступающим из резервуара 18. При пра-
вильном выборе объема резервуара (он обычно в таком случае
выбирается равным не менее трехминутной подачи насоса 1) и
подачи подпиточного насоса 10 можно обеспечить нормальную
длительную непрерывную работу гидропривода типа насос—
гидромотор без нагрева рабочей жидкости сверх заданного
26*
403
предела. В этом и заключается существенное преимущество дан-
ной схемы гидропривода с замкнутой системой циркуляции.
Управление подачей и реверсом насоса 1 осуществляется
вручную распределителем 19.
Для контроля давления в напорной 2 и сливной 3 магист-
ралях применены соответственно два манометра 20 и 21, под-
ключенные через дроссели 22 и 23.
В гидросхемах, приведенных на рис. 10.16 и 10.17, подача
основного насоса изменяется вручную. Возможны варианты
управления подачей основного насоса дистанционно с помощью
гидроусилителя при ручном или автоматическом управлении.
На практике в большинстве случаев в горных машинах при-
меняются комбинированные системы гидропривода, в которых
сочетаются системы гидропривода типа насос—силовой цилиндр
и насос—гидромотор. В этом случае для этих двух систем гид-
ропривода обычно стараются использовать одну насосную стан-
цию и другие общие элементы системы, что в целом позволяет
упростить гидросхему комбинированного гидропривода.
Рассмотренными выше типовыми гидросхемами по сути ис-
черпываются применяемые в горном машиностроении гидро-
схемы привода типа насос—гидромотор, которые только в из-
вестной степени видоизменяются с учетом отдельных специфи-
ческих условий того или иного гидропривода.
10.7.3. Объемный гидропривод механизма
подачи типа Г-405
Одним из примеров применения объемного гидропривода
типа насос регулируемой подачи—гидромотор является меха-
низм подачи типа Г-405 конструкции Горловского завода
им. С. М. Кирова, предназначенный для перемещения узкозах-
ватных комбайнов 1КЮ1, 2К52М, КППКГ и др., работающих
с рамы забойного конвейера с цепным тяговым органом.
Техническая характеристика механизма подачи типа Г-405
Исполнение
I II
Скорость подачи, м/мин............. 0—6 0—4,4
Тяговое усилие, тс:
номинальное.............. ................ 12 16
максимальное.......................... 18 25
Частота вращения вала приводного
электродвигателя, об/мин..................... 1470
Тип:
насоса с регулируемой подачей
гидромотора...................
Радиально-поршневой
1НП-120
Радиально-поршневой
ДП510И
404
I
Исполнение
II
Давление, кгс/см2:
настройки предохранительного
клапана ......................
подпитки .....................
Рабочая жидкость..................
Габариты, мм......................
Масса, кг.........................
110—125
5,0
Масло И-40А
по ГОСТ 20799—75
400X820X2160
2300
Механизм подачи типа Г-405 имеет автоматическое и ручное
регулирование скорости подачи в зависимости от нагрузки на
электродвигатель привода исполнительного органа комбайна.
Для автоматического регулирования применена система
САДУ-2.
Гидрокинематическая схема механизма подачи типа Г-405
приведена на рис. 10.18.
Работа и взаимодействие отдельных элементов механизма
подачи следующие. При вращении приводного вала электродви-
гателя последний вращает вал насоса 12 с регулируемой по-
дачей, приводя в движение одноплунжерный подпиточный на-
сос 2. Насос 2 из резервуара 19, являющегося одновременно
картером редуктора механизма подачи, через всасывающий
фильтр засасывает масло, которое, проходя через фильтр 3
в напорной магистрали, поступает в систему подпитки и управ-
ления главным насосом.
Давление в системе подпитки перед фильтром 3 контроли-
руется предохранительным клапаном 9, после фильтра — пре-
дохранительными клапанами 10.
Рабочая жидкость системы подпитки через промежуточный
блок 8 поступает через автомат разгрузки 13 в гидроблок 4 и
далее через дроссель 11 под малую цапфу статора главного
насоса 12 и через один из обратных клапанов 15 и 16 в его вса-
сывающую магистраль.
Сам главный насос 12 соединен с гидромотором 17 по замк-
нутой схеме циркуляции рабочей жидкости.
Для изменения подачи главного насоса 12, а следовательно,
изменения скорости подачи комбайна золотники реверса 7 и
управления 6 устанавливают в одно из крайних положений.
Тогда рабочая жидкость из напорной магистрали системы под-
питки через гидрозамок 5 поступает либо через дроссель 28 под
большую цапфу статора главного насоса 12, либо под поршень
гидрозамка 5. В первом случае изменение положения статора
главного насоса 12 (регулирование подачи) осуществляется
действием силы давления на торец большой цапфы статора.
Во втором случае полость большой цапфы соединяется со
сливом, и изменение положения статора осуществляется за счет
давления жидкости на торец малой цапфы.
405
10.18. Гидрокинематическая схема механизма подачи типа Г-405
Крайние положения золотника распределителя 6 устанавли-
ваются вручную или с помощью электромагнитов (автоматиче-
ское управление САДУ-2).
При максимальных тяговых усилиях подачи срабатывает
автомат разгрузки 13 и тюдача главного насоса 12 уменьшается
до 15—20 л/мин. Если при этом продолжается увеличение тя-
гового усилия подачи (повышается давление в гидросистеме),
срабатывает предохранительный клапан 14 и рабочая жидкость,
всасываемая насосом 12 через один из клапанов 18 или 1, сбра-
сывается в резервуар 19.
Вал гидромотора 17 через зубчатую муфту, зубчатые пере-
дачи 20—21, 22—23 и 24 передает движение ведущим звез-
дам 25 и 27, обкатывающимся по тяговой цепи 26.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
Перспективы развития угольной и других горнодобывающих
отраслей промышленности неотделимы от задачи технического
перевооружения горных предприятий — шахт, рудников и раз-
резов на базе внедрения новой высокопроизводительной и на-
дежной горной техники с широким применением средств авто-
матического и дистанционного управления и созданием в бли-
жайшей обозримой перспективе средств добычи твердых
полезных ископаемых без постоянного присутствия рабочих
в забое.
Вся эта огромная по количеству и номенклатуре изделий
горная техника базируется на широком применении различных
систем объемного гидропривода. Это потребовало создания в от-
расли угольного машиностроения специализированного произ-
водства средств горного гидропривода, имеющего свою опреде-
ленную специфику, — это гидравлические стойки и гидродом-
краты механизированных крепей, насосные станции высокого
давления до 320 кгс/см2, работающие на водно-масляной эмуль-
сии, регулирующая и распределительная аппаратура (распре-
делители, предохранительные и разгрузочные клапаны, электро-
гидроклапаны, дроссели, фильтры, гидропневмоаккумуляторы
и др.), аппаратура систем гидропривода регулируемый насос —
высокомоментный гидродвигатель, различные силовые ци-
линдры горных машин, рукава высокого давления с концевой
арматурой, различного вида уплотнения, работающие при дав-
лениях до 800 кгс/см2, и др.
Создание, производство и эксплуатация разнообразных си-
стем гидропривода в промышленных условиях требует от инже-
нерно-технических работников угольной промышленности и
прежде всего от горных инженеров-электромехаников, инжене-
ров— горных машиностроителей специальной профессиональ-
ной подготовки.
К сожалению, несмотря на то, что объемный гидропривод
широко применяется в угольном машиностроении свыше 25 лет,
до настоящего времени ни в одном горном институте нет спе-
циализированной кафедры гидропривода и отсутствует требуе-
мая лабораторная база, что определенным образом сказывается
на уровне подготовки будущих инженеров.
Стремясь восполнить этот пробел, автор решил выпустить
это третье издание, существенно исправленное и переработан-
ное с учетом опыта создания, производства и эксплуатации раз-
личных систем гидропривода в практике угольного машино-
строения.
407
Автор надеется, что сведения, приведенные в данной книге;
помогут широкому кругу инженерно-технических работников
угольной промышленности да и многих других отраслей маши-
ностроения более эффективно эксплуатировать системы гидро-
привода горных машин, лучше использовать накопленный опыт
при их создании и совершенствовании
Все возрастающие масштабы применения различных систем
гидропривода в горном машиностроении требуют массовой под-
готовки кадров инженеров, техников и рабочих по основным за-
конам гидравлики, принципам устройства, взаимодействия и
эксплуатации различных элементов и систем гидропривода,
применяемых в горных машинах и механизированных крепях.
Этой цели и посвящает автор данную книгу, надеясь в ка-
кой-то степени своим трудом способствовать дальнейшему рас-
ширению внедрения систем гидропривода и повышению уровня
его эксплуатации, прежде всего в практике угольной и других
горнодобывающих отраслей промышленности.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1
2
3
4
5
6
7.
8.
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
22
Астахов А. В, Пономаренко Ю Ф Гидропривод горных машин М,
Недра, 1971
Башта Т. М Машиностроительная гидравлика М, Машиностроение, 1963.
Братченко Б. Ф. Комплексная механизация и автоматизация очистных ра-
бот в угольных шахтах М, Недра, 1977
Гамынин Н. С. Основы следящего гидравлического привода М, Оборон-
гиз, 1962
Гидравлика и гидропривод/В Г Гейер, В С Дулин, А Г Боруменский,
А. Н Заря М, Недра, 1970
Центробежные и объемные гидропередачи и перспективы их применения
в горной промышленности/А В Докукин, В М Берман, Ю Ф Понома-
ренко и др М, Недра, 1964
Ермак И. И, Энтин И Н, Элькинсон И А Технология изготовления ги-
дравлических устройств угольных машин и комплексов М, Недра, 1973
Коваль П В Гидропривод горных машин М, Недра, 1967
Комаров А А , Сапожников В М. Трубопроводы и соединения для ги-
дросистем М, Машиностроение, 1969
Комаров А А Надежность гидравлических систем М, Машиностроение,
1969
Леонов А Е Насосы гидравлических систем станков и машин М, Маш-
гиз, 1960
Мальц Л У Поршневые гидравлические передачи с регулируемыми на-
сосами Ж, Судпромгиз, 1961
Марутов В А, Павловский С А. Гидроцилиндры М, Машиностроение,
1966.
Некрасов Б Б. Гидравлика и ее применение на летательных аппаратах.
М, Машиностроение, 1967.
Пискорский Г А , Сивченко Н А Гидравлические и пневматические уст-
ройства машин М, Машиностроение, 1962
Пономаренко Ю. Ф Высокомоментные радиально поршневые гидромо-
торы горных машин М, Недра, 1972
Пономаренко Ю Ф Испытания гидропередач М, Машиностроение, 1969.
Пономаренко Ю Ф, Рогов А Я Радиально-поршневые высокомоментные
гидромоторы. М, Машиностроение, 1964
Рогов А Я, Сафонов М В Высокомоментные гидромоторы для горных
машин М, ЦНИЭИуголь, 1970
Тесленко А И Основы гидравлических расчетов механизированных кре-
пей М, Недра, 1974
Хорин В Н О фактическом сопротивлении механизированных крепей —
Уголь, 1978, № 11, с 44—48
Справочник по креплению горных выработок/В Н Хорин, Н П Бушуев,
М Н Гелескул, Е С Киселев М, Недра, 1976
409
23. Гидрофицированная крепь очистных выработок/В. Н. Хорин, Н. П. Бу-
шуев, С. В. Мамонтов, А. С. Архангельский. М., Недра, 1973.
24. Хорин В. Н., Мамонтов С. В., Каштанова В. Я. Гидравлические системы
механизированных крепей. М., Недра, 1971.
25. Хорин В. Н. Объемный гидропривод забойного оборудования. М., Недра,
1968.
26. Хорин В. И. Гидрофицированная крепь очистных выработок. М., Недра,
1973.
27. Юдин Е. М. Шестеренные насосы. М., Машиностроение, 1964.
28. Kopacek. „Hydraulische Antriebe an Bergbaumaschinen“. Leipzig, VEB Deut-
scher Verlag fur Grundsoffindustrie, 1964.
29. Thoma Jean. „Olhydraulik". Munchen, Carl Hanser Verlag, 1970.
СОДЕРЖАНИЕ
Предисловие 3
Глава 1.
Рабочие жидкости систем гидропривода горных машин 7
1.1. Требования, предъявляемые к рабочим жидкостям систем
гидропривода горных машин 7
1.2. Рабочие жидкости систем объемного гидропривода горных
машин 8
1.3. Приготовление водно-масляных эмульсий 12
1.4. Основные свойства рабочих жидкостей 20
Глава 2.
Гидравлика гидромагистралей 29
2.1. Характер движения потока жидкости в гидромагистралях 29
2.2. Ламинарное течение жидкости в трубе круглого сечения 31
2.3. Расчет коэффициентов гидравлического трения при турбу-
лентном режиме течения жидкости 35
2.4. Расчет местных потерь давления 37
2.5. Течение жидкости в узких щелях 44
Глава 3.
Насосы постоянной подачи 54
3.1. Общие сведения 54
3.2. Классификация насосов, применяемых в системах гидро-
привода забойного оборудования 58
3.3. Шестеренные насосы 59
3.3.1. Расчет производительности шестеренного насоса 59
3.3.2. Запирание жидкости во впадинах и меры по устранению
этого явления 62
3.3.3. Пульсация потока жидкости 64
3.3.4. Потери мощности в шестеренном насосе 65
3.3.5. Усилия, действующие на подшипники шестерен насоса 67
3.3.6. Частота вращения шестерен 68
3.3.7. Конструкция основных шестеренных насосов, применяемых
в системах гидропривода горных машин 69
3.4. Лопастные насосы 78
3.4.1. Общие сведения 78
3.4.2. Расчет подачи лопастного насоса 79
3.4.3. Лопастные насосы Г12-2 и БГ12-2 елецкого завода «Ги-
дропривод» 80
3.5. Поршневые насосы 83
3.5.1. Общие сведения 83
3.5.2. Теоретическая подача поршневых насосов и пульсация по-
дачи жидкости 87
3.5.3. Поршневой насос НПУ с кривошипно-шатунным механиз-
мом 89
3.5.4. Поршневые эксцентриковые клапанные насосы типа Н 93
3.5.5. Радиально-поршневые насосы типа ВНР 95
411
3.5.6. Аксиально-поршневой насос НА-6,3/320
3.5.7. Аксиально-поршневые насос-гидромоторы типа 210 одес-
ского завода «Стройгидравлика»
3.5.8. Аксиально-поршневые насос-гидромоторы типа РНАС
Глава 4.
Насосы переменной подачи
4.1. Общие сведения
4.2. Радиально-поршневые насосы НП-120 и НП-200 специаль-
ного исполнения Горловского машиностроительного завода
им. С. М. Кирова
4.3. Насосы аксиально-поршневые гидропривода типа УРС
4.4. Насос аксиально-поршневой типа 937
4.5- Насосы с переменной подачей типа 207 одесского завода
«Стройгидравлика»
4.6. Насосы аксиально-поршневые с переменной подачей типа
РНАС шахтинского завода «Гидропривод»
Глава 5.
Гидро моторы
5.1. Общие сведения
5.2. Гидромоторы шестеренные
5.3. Гидромоторы лопастные
5.3.1. Общие сведения
5.3.2. Конструкция лопастного гидромотора ВЛГ-400М
5.3.3. Выбор материалов, термической обработки, точности из-
готовления, чистоты поверхностей и отклонений от геомет-
рических форм деталей
5.3.4. Расчет гидромотора ВЛГ-400М
5.4. Гидромоторы радиально-поршневые
5.4.1. Общие сведения
5.4.2. Рабочий профиль гидромоторов
5.4.3. Распределительное устройство гидромоторов
5.4.4. Радиально-поршневые гидромоторы типа ДП конструк-
ции СКВ Горловского машиностроительного завода
им. С. М. Кирова
5.4.5. Радиально-поршневые гидромоторы типа МР конструкции
ИГД им. А. А. Скочинского
5.5. Гидромоторы аксиально-поршневые
Глава 6.
Гидроцилиндры
6.1. Общие сведения
6.2. Динамика гидроцилиндра
6.3. Гидростойки механизированных крепей
6.3.1. Общие сведения
6.3.2. Схемы устройства гидростоек механизированных крепей
6.3.3. Фактическое рабочее сопротивление гидростойки
6.3.4. Конструкция гидростоек
6.4. Гидродомкраты механизированных крепей
6.4.1. Общие сведения
6.4.2. Конструкция гидродомкратов передвижения механизиро-
ванных крепей
6.5. Гидроцилиндры регулирования положения шнековых ис-
полнительных органов комбайнов и прочие цилиндры
6.6. - Расчет по прочности силовых гидроцилиндров
412
98
100
102
103
103
ПО
117
120
122
123
126
126
131
132
132
132
136
138
150
150
152
155
157
160
163
165
165
169
172
172
178
180
186
191
191
192
196
199
Глава 7.
Уплотнения, гидромагистрали, устройства для очистки ра-
бочей жидкости и резервуары (маслобаки) 211
7.1. Уплотнения 211
7.1.1. Общие сведения 211
7.1.2. Кольца резиновые уплотнительные круглого сечения с за-
щитными кольцами по ОСТ 12.44.019—77 212
7.1.3. Манжеты резиновые с защитными кольцами для гидравли-
ческих устройств по ОСТ 12.44.022—77 224
7.1.4. Чистильщики резинопластмассовые для гидравлических ци-
линдров по ОСТ 12.44.009—77 228
7.1.5. Манжеты двусторонние для гидравлических стоек механи-
зированных крепей 230
7.1.6. Уплотнение стыков соединения корпусов и крышек гидро-
агрегатов и резервуаров для рабочей жидкости 230
7.1.7. Манжеты резиновые армированные с пружиной по
ОСТ 12.44.011—75 (ограничение ГОСТ 8752—70) 232
7.1.8. Уплотнения торцовые 235
7.1.9. Уплотнения пылезащитные для вращающихся валов 236
7.2. Гидромагистрали 238
7.2.1. Общие сведения 238
7.2.2. Сортамент применяемых труб и основные расчетные зави-
симости 239
7.2.3. Гибка труб 240
7.2.4. Соединения трубопроводов 246
7.2.5. Гибкие рукава и концевая арматура 250
7.3. Устройства для обеспечения чистоты рабочей жидкости 255
7.3.1. Общие сведения 255
7.3.2. Обеспечение чистоты рабочей жидкости в процессе сборки
и заводских испытаний гидропривода 256
7.3.3. Обеспечение чистоты рабочей жидкости при монтаже и
в процессе эксплуатации гидропривода 258
7.3.4. Система очистки рабочей жидкости гидропривода 260
7.4. Резервуары для рабочей жидкости систем гидропривода 266
Глава 8.
Регулирующая и распределительная аппаратура гидропри-
вода горных машин 269
8.1. Общие сведения 269
8.2. Обратные клапаны 269
8.3. Гидрозамки и разгрузочные клапаны 271
8.4. Предохранительные клапаны 277
8.4.1. Общие сведения 277
8.4.2. Предохранительные клапаны общего применения 278
8.4.3. Конструкция конусных клапанов для больших и перемен-
ных расходов рабочей жидкости 284
8.4.4. Предохранительные клапаны золотникового типа 287
8 4.5. Предохранительные клапаны гидравлических стоек индиви-
дуальных и механизированных крепей 292
8.5. Переливные и редукционные клапаны 308
8.6. Клапанные распределители 310
8.7. Краны 312
8.8. Поворотные распределители с плоскими золотниками 314
8.8.1. Общие сведения 314
8.8.2. Распределитель поворотный с плоскими золотниками и от-
сечным клапаном типа ЭРА1К 316
8.8.3. Распределитель поворотный с плоскими золотниками и от-
сечным клапаном типа РПК 318
413
8.8.4. Распределитель поворотный с плоскими золотниками и от-
сечным клапаном типа 2ГР12 320
8.9. Распределители золотцикового типа 320
8.9.1. Общие сведения 320
8.9.2. Выбор основных параметров распределителя золотникового
типа 323
8.9.3. Усилия сопротивления перемещению золотника 324
8.9.4. Особенности конструкции распределителей золотникового
типа, применяющихся в системах гидропривода горных ма-
шин 326
8.9.5. Распределители золотниковые типов Р и Рн Ульяновского
завода гидроаппаратуры 330
8.10. Дроссельные устройства 332
8.10.1. Дроссели типов Г77-1 и Г77-3 333
8.10.2. Дроссели с регулятором типа ПГ55-2 336
8.10.3. Дроссели с регулятором и обратными клапанами типа
ПГ55-3 337
8.10.4. Дроссели с *регуляторами и предохранительными клапа-
нами типа ПГ55-1 338
8.11. Вспомогательные устройства 340
8.11.1. Делители потока 340
8.11.2. Ограничители расхода 341
8.11.3. Гидравлические аккумуляторы 343
8.11.4. Автоматы разгрузки 347
Глава 9.
Насосные станции систем гидропривода механизированных
крепей 340
9.1. Общие сведения 349
9.2. Гидравлическая схема и принцип работы унифицирован-
ной насосной станции СНУ-5 352
9.3. Конструкция гидроагрегатов насосной станции СНУ-5 356
9.3.1. Система фильтрации 356
9.3.2. Расходомер 358
9.3.3. Регулятор подачи высоконапорных насосов 359
9.3.4. Блок клапанов 359
9.3.5. Предохранительный клапан 359
9.3.6. Клапан минимального расхода 361
9.3.7. Гидропневмоаккумулятор 363
9.4. Особенности гидравлических схем и устройства отдельных
гидроагрегатов в насосных станциях 1СНУ-5, СНУ-7 и
1 СНУ-8 364
9.4.1. Насосная станция 1СНУ-5 364
9.4.2. Насосная станция СНУ-7 366
9.4.3. Насосная станция СНУ-8 369
Глава 10.
Гидроприводы горных машин и механизированных крепей 373
10.1. Гидропривод типа насос — силовые гидроцилиндры в гор-
ных машинах 373
10.2. Гидропривод угольного комбайна 2КЮ1 380
10.3. Гидропривод угольного комбайна К-200 381
10.4. Гидропривод проходческого комбайна 4ПУ 384
10.5. Гидропривод проходческого комбайна 2ПУ 385
10.6. Гидропривод механизированных крепей 386
10.6.1. Общие сведения 386
414
10.6.2. Система гидропривода механизированной крепи типа 1М88 388
10.6.3. Система гидропривода механизированной крепи типа КМТ 390
10.6.4. Система гидропривода механизированной крепи «Донбасс» 392
10.6.5. Система гидропривода механизированной крепи М-130 396
10.7. Гидропривод типа насос—гидромотор 397
10.7.1. Общие сведения 397
10.7.2. Типовые гидросхемы привода горных машин типа насос—
гидромотор 399
10.7.3. Объемный гидропривод механизма подачи типа Г-405 404
Заключение 407
Список литературы 409
ВЛАДИМИР НИКИТОВИЧ ХОРИН
ОБЪЕМНЫЙ ГИДРОПРИВОД
ЗАБОЙНОГО ОБОРУДОВАНИЯ
Редактор издательства Р. С. Яруллина
Переплет художника Ю. А. Ноздрина
Художественный редактор О. Н. Зайцева
Технический редактор Л. Н. Шиманова
Корректор Е. С. Глуховская
ИБ № 2750
Сдано в набор 17.01.80. Подписано в печать 04.11.80.
Т-19125. Формат 60X90716. Бумага типографская № 1. Гар-
нитура «Литературная». Печать высокая. Усл. печ. л. 26,0.
Уч.-изд. л. 26,04. Тираж 3300 экз. Заказ № 305/7175—12.
Цена 1 р. 70 к.
Издательство «Недра», 103633, Москва, К-12,
Третьяковский проезд, 1/19.
Ленинградская типография № 8 ордена Трудового Красного
Знамени Ленинградского объединения «Техническая книга»
им. Евгении Соколовой Союзполиграфпрома при
Государственном комитете СССР по делам издательств,
полиграфии и книжной торговли.
190000, г. Ленинград, Прачечный переулок, 6.