Вакина В.В., Денисенко И.Д., Столяров А.Л. - Машиностроительная гидравлика (1067412), страница 28
Текст из файла (страница 28)
Слив жидкости из гидродвигателя также осуществляется через золотник — через окна 3 и 4. При установившемся режиме расход жидкости через золотник р,а где р 0,60...0,75— козффициент расхода; 3, дс0х — площадь пе- 5 ' Ги бм сг рекрываемого проходнойм .Е- го сечения золотника ! (1д — диаметр золотни- ~:ясЪ .4 ка, х — ширина рабочей ~Ъ г зА(~ Р щели перекрываемого 2 канала, Ьр, — перепад Рис.
13.7 давления в золотнике, р, — давление на входе, р, — давление на выходе из золотника). Осевая сила, необходимая для перестановки золотника (в отсутствие пружинного возврата), определяется выражением Р,=Р,+Рд+Р, (13.25) где Р, — сила инерции; Р,„— осевая гидродинамическая сила; Р„,— сила трения, равная сумме сил трения покоя и движения со смазкой Р „причем по зкспериментальным данным сила трения покоя составляет примерно (0,23...0,34) Р„а сила трения в движении со смазкой Р,, = рт,Я,о,(6, (13.26) где ч — кинематическая вязкость; р — плотность жидкости; о,— скорость движения золотника; 3, — площадь щели, перекрываемой золотником; 6 — радиальный зазор между плунжером и корпусом распределителя.
При пропуске жидкости через золотниковый распределитель возникают осевые гидродинамические силы. Одна из них Ры появляется вследствие снижения давления в области кромок выходной щели б (рис. 13.7), а другая Рмд — в результате натекания потока на торец сливной кромки б. Поскольку эти силы действуют в одну сторону, противоположную перестановочной силе Р„их определяют суммарно. Например, для четырехлинейного распределителя Р„д — — Рсд~+ Р„дд = 2Ясоза УрЛр„ (13.27) где Я вЂ” расход жидкости; р — ее плотность; Ьр, — перепад давления в золотнике; а — угол наклона потока относительно оси золотника при вытекании из выточки (согласно теоретическим исследованиям Ю.
Е. Захарова а ж 69'). Сила инерции зависит от ускорения а и приведенной массы л) золотника и связанных с ним деталей Р„= та. (13.28) ПРИМЕРЫ 13.1. Реверсирование гидроцилиндра объемного гидропривода поступательного движения (рис. 13.1, б) производится с помощью золотника (рис. 13.7). Определить усилие на штоке гидроцилиндра, если его диаметр д = 25 мм, диаметр цилиндра 17 = 50 мм, расход рабо- 170 чей жидкости Я = 0,6 л/с, давление перед золотником р, 15 МПа> диаметр золотника О, = 15 мм, его смещение х = 1 мм, коэффициент расхода р = 0,65, плотность рабочей жидкости р 890 кг/м'. Потерями давления в гидролиниях пренебречь. Решение. Из формулы (13.24) находим перепад давления в золот- нике 1,7. 104 Па. 2 ! О 65 . 3 14 .
15 . 1О-з, 10 / Давление на выходе из золотника р, р, — Ьр, 15 — 0,17 14,83 МПа. Усилие на штоке при нагнетании жидкости в поршневую полость гидроцилиндра Ч'=Р~ 4 =14,83.10 ' ' =2,91 10 Н, при нагнетании жидкости в штоковую полость /!' = Р, — (О' — 4(') = 14,83 ° 10' — ' (0,05' — 0,025') 2,18 ° 10' Н. 13.2.
Определить перестановочную силу, приложенную к золотнику четырехлинейного распределителя (рис. 13.7) в момент открытия щели на величину х = 2 мм, когда скорость равномерного движения золотника составляла о, = 5 мм/с, а перепад давления Лр, = 1 МПа.
Диаметр золотника /7 = 20 мм, радиальный зазор между гильзой и золотником б = 0,05 мм, коэффициент расхода р = 0,6. Рабочая жидкость — масло ИС-50 с температурой Т = 50'С. Принять а = 69'. Решение. Вычисляем величину проходного сечения щели золотника: Я, = и/1х = 3,14 20 10 ~ ° 2 10 ~ = 1,25 ° 1О м'. Расход жидкости через золотник определим по формуле (13.24) (~ !43, ~/ — бР, 0,6 ° 1,25 ° 1О )à — 1 ° 10' = 3,5 ° 10 м'/с. Для расчета силы трении в движении золотника воспользуемся формулой (13.26): Ртр.а ~ рта Я /6 = 910 50 ° 10 5 10 1,25 1О /0,05 ° 10 ж О. Осевую гидродинамическую силу найдем из выражения (13.27): Р„„= 29 сова 1/рЛр, = 2 ° 3,5 ° 10 ° соз 69')/910 .
10' = 76 Н. Перестановочное усилие по формуле (13.25) составит (Р„., 0) Р, = Р,р,, + Р„„=0+76 =76 Н. 13.3. Скорость движения поршня гидроцилиндра регулируется с помощью дросселя, проходное сечение которого в данный момент равно Я„р — — 40 мм', а коэффициент расхода р * 0,65. Диаметр 171 поршня 0 = 80 мм, его ход Ь = 360 мм. Определить время движения поршня, если усилие на штоке Я = 4 кН, давление перед дросселем р! = 1,3 МПа. Жидкость — масло АМГ-10 (р = 850 кг/мо).
Потерями давления в гидролинии между дросселем и гидроцилиндром пренебречь. Решение. Давление на выходе из дросселя при отсутствии потерь в трубопроводе равно давлению в гидроцилиндре: 4/7 4 ° 4000 Р' оп 3,!4 0,08' — — 7,9 ° 10 Па. Расход жидкости, поступающей в гидроцилиндр, равен расходу через дроссель, который находим по формуле (13.16): т/2 Я=Фи 'У вЂ” (Рп — Ра) = Р о = 09 ° 10 ~ ми/О = 0,65 40 10 Скорость перемещения поршня 40 4.
09 !О о = — = ' =018 м/с и пйи 3!4,008и ~ ° время полного хода поршня Ь 0,36 Т= — = — '=2 с. о„ О,!8 13.4. Жидкость (р = 900 кгlм') через дроссель подается в поршневую полость гидроцилиндра диаметром 0 = 100 мм. Определить давление жидкости перед дросселем, при котором поршень будет перемешаться со скоростью ои = 5 см/с, если усилие на штоке Я = 4 кН, проходное сечение дросселя Зпп = 8 мм', а коэффициент расхода (4 = 0,66 (рис. 13.1, б).
Объемный КПД гидроцилиндра т1, = 0,98, Трением в гидроцилиндре и давлением в штоковой полости пренебречь. Решение. Расход жидкости через дроссель равен расходу жидкости, поступающей в гидроцилиндр, Я= и и — — и — ' ' ' — 4 ° 1О мп,'с ~пЗл ~Ы'ип 3 14 ' 0! ' 0,03 — 4 и "1о 4Чо 4 ' 0 98 Давление на выходе из дросселя примем равным давлению в гидроцилиндре: 4/7 4 4000 Р = = =5,1 ° 104 Па, пйи 3,14 0,!п Перепад давления в дросселе находим из формулы (13.16) Давление перед дросселем Р, Р, + ЬР„, = 0,51 + 2,59 = 3,!Ъ МПа.
13.5. Определить основные параметры четырехлинейного золотникового распределителя (рис. 13.7) — площадь щели, максимальный ход плунжера, осевую гидродинамическую силу в движении золот- 172 ника, если диаметр плунжера Р = 16 мм, номинальный расход через распределитель Я = 0,8 л/с, перепад давления ЛР,= 0,25 МПа, плотность рабочей жидкости р = 900 кг/м', угол а = 69'. Решение. Площадь щели золотника при пропуске номинального расхода находим из формулы (13.24), принимая коэффициент расхода .р =0,7: 7 !4 )// Ьр 07 )/ - 026.10в р ' 900 Максимальный ход плунжера 3,!4 16 !О Осевую гидродинамическую силу„действующую на плунжер распределителя, находим по формуле (13.27): Ргд — 2Ясоза3~'рЛр, = 2 ° 0,8 ° 10 'соз69')/900 0,25 10' = = 11,5' Н.
' 13.6. Работа шарикового предохранительного клапана характеризуется следующими параметрами: максимальный расход Я = 0,4 л/с, давление на входе р, = !О МПа, давление на выходе Р, = О, плотность рабочей жидкости р = 850 кг/м'. Определить усилие пружины в момент открытия клапана и величину подъема шарика, необходимую для пропуска заданного расхода (рис..2.18).
,ОРешение. Определяем перепад давления в клапане 6Р =Р,— Р4=10 — 0=10 МПа. Площадь сечения клапанной щели находим из формулы (13.17), принимая коэффициент расхода 14 = 0,65: у~ ~/г г И )/ — ар„. 0,63 ~/ — !Ог р ' 830 Диаметр входного канала при скорости в нем о = 10 м/о $/ пр $/ 3,14 ° 10 Усилие пружины в момент открытия клапана находим по формуле (13.20)! Принимаем диаметр шарика 17 =1,8д=1,8 ° 7=13 мм.
Высота подъема клапана знл 4 х= — = — =018 мм. па 3,14 7 173 1З.З. Расчет пРостых объемных гидроприводов лип /Ча = ° Чц (13.30) где )7 — усилие на штоке ния поршня; т1„— КПД равным примерно 0,90. Мощность гидромотора гидроцилиндра; о„— скорость перемещегидроцилиндра, который можно принять (13.31) где М вЂ” крутящий момент на валу гидромотора; е — угловая скорость;  — полный КПД гидромотора, который можно предварительно принять равным 0,75...0,85. 174 Исходными данными для расчета простого объемного гидропривода являются: принципиальная расчетная схема, усилия на штоках гидро- цилиндров или крутящие моменты на валах гидромоторов, скорости перемещения штоков гидроцилиндров или частоты вращения валов гидромоторов, длины участков гидролиний, соединяющих гидроагрегаты, граничные эксплуатационные температуры.
Некоторые исходные данные, например номинальное давление в гидросистеме, марка рабочей жидкости, подлежат выбору. Можно рекомендовать следующий общий' порядок расчета. 1. Выбор номинального давления, МПа, из ряда нормативных, установленных ГОСТ 12445 — 80 ~ 0,63; 1,0; 1,6; 2,5; 6,3; 10; 16; 20; 25; 32. Для бульдозеров автогрейдеров выбирается среднее давление (до 6,3 МПа), для приводов прочих грузоподъемных и дорожно-строительных машин — высокое давление (до 20 МПа).
2. Выбор рабочей жидкости производится в зависимости от температурных условий, режима работы гидропривода и его номинального давления. Нормальная температура рабочей жидкости составляет 50 — 60 'С. При такой температуре рекомендуется применять рабочие жидкости с кинематической вязкостью т = 0,2...0,36 см'/с при давленйях до 7 МПа и т = 0,6...1,1 см'/с при давлениях 7...20 МПа. 3. Выбор гидроцилиндра. Диаметр гидроцилиндра определяется из соотношения > 45п / 4й (13.29) ялчм где 5„— площадь поршня; /т' — усилие на штоке; р — номинальное давление; Ч„„— механический КПД гидроцилиндра, равный 0,93...
0,97. Диаметр гидроцилиндра, а также диаметр его штока уточняют в соответствии с нормалью ОН22 — ~76 — 69 (прил. 11). 4. Выбор насоса производится по общему расходу жидкости в гидросистеме и номинальному давлению. Для определения подачи насоса находят сначала его мощность как сумму мощностей й/„всех одновременно работающих гидродвигателей. При этом мощность, потребляемая гидроцилиндром, Мощность насоса мн Р (13.33) где р — номинальное давление. По известным значениям Я„и р выбирается насос (прил. 9), вычисляется частота его вращения и= —. (13.34) 'инчон где 1 — число насосов; 1/о — рабочий объем; ц,„— объемный КПД насоса. В гидросистемах легкого и среднего режимов работы целесообразно применять шесгеренные насосы, а для тяжелых и весьма тяжелых режимов — аксиально- и радиально-поршневые насосы.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
