Вакина В.В., Денисенко И.Д., Столяров А.Л. - Машиностроительная гидравлика (1067412), страница 29
Текст из файла (страница 29)
5. Выбор гидромотора можно произвести по рабочему объему 1/о 1~ а 1 ° (13.35) где и — заданный крутящий момент, Н м; р„— давление на входе в гидромотор, МПа; Лр, — потеря давления в сливной гидролинии от гидромотора до бака, МПа; 脄— механический КПД гидромотора (прил. 10). В гидроприводах строительных и дорожных машин в основном используются шестеренные (типа НШ и МНШ) и аксиальнопоршневые гидромоторы (типа 210). 6.
Тип и марку гидрораспределителя выбирают по,номинальному давлению, подаче насоса и количеству гидродвигателей. Для гидро- приводов, работающих в легком и среднем режимах, выбирают, как правило, моноблочные распределители, а для работающих в тяжелом и весьма тяжелом режимах — секционные распределители. 7. Расчет трубопроводов состоит в определении их диаметров и потерь давления. Расчет производится по участкам, выделяемым в гидравлической схеме. Участком считают часть гидролинии между разветвлениями, пропускающую один расход при одинаковом диаметре.
На участке могут быть гидроаппараты, местные сопротивления. По известному расходу и рассчетной средней скорости определяют диаметр трубопровода (13.36) и округляют до ближайших стандартных аначений (прил. 4 и 5); Рекомендуется выбирать скорости: для всасывающей гидролинии 0,5...1,5 м/с, для сливной 1,4...2,2 м/с, для напорной — 3...6 м/с. 8. Расчет потерь давления в гидролиниях необходим для определения КПД гидропривода. В правильно спроектированной 'гидроси- 17З /)/н йайуй/нэ (13.32) где й, = 1,1...1,3 —. коэффициент запаса по скорости; й„= 1,1...
1,2 — КОЭффИцИЕНт ааПаоа ПО УСИЛИЮ; Р/н — СуММарНая МОщНОСтЬ всех работающих одновременно гидродвигателей. Необходимая подача насоса стеме потери давления не должны превышать 6 »4 номинального давления. При расчете потерь давления гидравлическую схему разделяют на замкнутые контуры, состоящие из последовательных участков трубопроводов с различными гидроагрегатами. В таком контуре потеря давления ар = ХЛр, + Хйр„+ ХЛр„, (13.37) где Лр, —.
потери на трение; Лр„— потери в местных сопротивлениях; Лр„— потери в гидроагрегатах. Потери на трение и в местных сопротивлениях определяются по формулам, приведенным в гл 4. 9 Выбор фильтра и его типоразмера производится по расходу рабочей жидкости в сливной гидролинии и требуемой для данного гидропривода тонкости фильтрации. 1О Расчет мощности и КПД гидропривода. Полная мощность гидропривода равна мощности, потребляемой насосом, »7 Р»0» (13.38) Чн Полный КПД гидропривода равен произведению механического, объемного и гидравлического КПД системы (13.39) Ч = ЧоЧ»Чгн причем Рн пР Чо = ЧонЧо»Чор Чм = Чн»Ч»»Чрмю Чг = г Рн где величины, отмеченные индексом «н», относятся к насосу, индексом «д» вЂ” к гидродвигателю, индексом «р» — к гидрораспределителю, рн — давление насоса, Лр — потери давления в системе.
КПД правильно спроектированного гидропривода Ч = 0,6...0,8. Поскольку при практических расчетах невозможно подобрать насос, гндроцилиндр и гидромотор, обеспечивающие точные значения основных заданных параметров системы, необходимо провести проверочный расчет, в результате которого находятся действительные значения усилия на штоке 77, скорости перемещения поршня, частоты вращения и крутящего момента гидромотора. ПРНМЕРЫ 13.7. В гидроприводе с машинным управлением (рис.
13.2, а) применен регулируемый аксиально-поршневой насос, характеризующийся следующими параметрами: количество поршней г = 7, диаметры поршней и' = 16 мм, диаметр окружности центров цилиндров 17 = 40 мм, частота вращения п = 960 мин — ', угол наклона диска 7 может изменяться от 0 до 30'. Построить график изменения скорости перемещения поршня гидроцилиндра в зависимости от угла 7, если диаметр цилиндра О, = = 80 мм, диаметр штока 17» = 40 мм. Утечками жидкости пренебречь, Решение. Рабочий объем насоса находим по формуле (12.10)~ 4 17187х ° 4 ° 7187 4 176 ев о м дмп о го го Ряс.
13.8 Ч4/4 47 (в ов пв 4)4 4)т 4 б В Рис. 13.9 о оо ов йв О4 Идеальная подача насоса о 4'о" 49,8 980 1я т и 80 бо = 790(йу. Скорость перемещения поршня гндроцилиндра 40и 4 ° 790 18 т и я (рг рв) 3 14 (бю 4з) Я У' ~ Значения скорости о„при различных значениях угла наклона шайбы у, подсчитанные йо этой формуле.
У, ' 0 8 17 24 30 о„см/с 0 3,3 6,4 . 9,3 12,1 По этим данным н построена зависимость о„= /(у) (рис. 13.8). 13.8. Определить КПД объемного гидропрйвода вращательного движения (рнс. 13.1, а), насос которого развивает давление р„= 9,5 МПа, а аксиально-поршневой гидромотор имеет следующие параметры1 частота вращения п = 1100 мин — ', диаметры цилиндров б = 16 мм, количество цилиндров г = 12, диаметр окружности центров цилиндров 0 = 82 мм, угол наклона диска у = 20', механический КПД 7)„„= 0,85. Характеристика насоса приведена на рис.
13.9. Напорная гидролииия имеет длину /„= 6 м и диаметр 4/„'= 21 мм, сливная — 1, = 9 м и б, = 33 мм. Рабочая жидкость — масло индустриальное ИС-30 — ймеет температуру 50 'С (р = 890 кг/м'). Потери давления в местных сопротивлениях трубопроводов принять равными 90 % потерь давления на трение, а потерями давления во всасывающей гидролинии пренебречь. Решение.
1. По давлению насоса р, 9,5 МПа с помощью его рабочей характеристики (рис. 13.9) находим прдачу и КПД насоса: Я = 1,2 л/с, 71„= 0,80. 2. Определяем потери давления на трение Ьр, в гидролиниях, для чего вычисляем скорости, числа Рейнольдса и коэффициенты потерь на трение, принимая во. внимание, что кннематическая вязкость рабочей жидкости равна 30 мм4/с (прил. Ц.
Результаты расчетов предетавлены в табл. 13.1. 177 тпа чн 13,1 ' -)ь 4 $ Е Напорная 1,2 21 3,46 3300 4,6 0,042 62 600 Слннная 1,2 33 1,40 2100 4,4 0,036 8400 Суммарные потери на трение в обеих гидролиннях Ьр, = 62600+ 8400 = 71000 Па. Полные потери давления о учетом потерь в местных сопротивле- ниях Ьр = 1,9бр, = 1,9 ° 7,1 ° 104 = 1,35 ° 104 Па. 3. Находим перепад давлений в гндромоторе, его рабочий объем по формуле (12.10) н крутящий момент на валу по формуле (9.17)~ Ьр,„= р„— Ьр = 9,500 — О,! 35 = 9,365 МПа, .
япа 3,14 1,ба 17о= — Р1цу ° г= ' ' ' 8,2 ° 121я20'=72 СМ', 4 4 опнть 72 10 ' 0 365 1О 0 85 9 ,„, 4. Определяем полезную мощность на валу гидромотора, потреб- ляемую мощность насоса и КПД гндропрнвода~ Л/~ 7И(о 7И ~ 913 " Ю5. Юа Вт, 0 йа 15 дмпа Рнс. 13.10 178 раО 05'10 1,2 10 1425 Юа Вт Мп 1О 50 71 = —" = — ' =0,73. Ан 14,25 13.9. Определить мощность и КПД объемного гндропрнвода поступательного движения (рис.
13.1, б), если гидропилиндр имеет диаметр /7 = 200 мм, механический КПД 71„= 0,96, объемный КПД 71, 0,99, а насос, характеристика которого приведена на рнс. 13.10, имеет подачу Я„= 1,1 л/с. Всасывающий трубопровод йд йа имеет приведенную длину 1, = 2 м н диаметр й, = 39 мм, напорный — 1„6 м н 4(, = 19,2 мм, сливной — 1, = 1О м н д, = = 24 мм. Рабочая жидкость — масло турбинное 30 — имеет температуру 50 'С, плотность р = 900 кгlма. Решение. Определяем потери давления в гндролиниях, для чего вычисляем сред- Таалияв 73.2 $ е Всасывающая 1,! 39 0,92 1200 (4.4) 0,063 2480 Напорная 1,1 19,2 3,80 2430 (4,6) 0,046 9! 800 1940 4,4 0,039 42 800 Сливина 1,1 24 2,43 ние скорости, числа Рейнольдса и коэффициенты потерь на трение.
Конечные результаты расчетов сводим в табл. 13.2. При определении числа Рейнольдса книематическая вязкость рабочей жидкости принята т = 30 мм'/а (прил. 1). Общие потери давления в системе Лр = 2480 + 91 800+ 42 800 = 1,37 ° 10' Па.. По известной подаче Я„= 1,! л/с по рабочей характеристике на- соса (рис. 13.10) находим давление насоса р„= 1,6МПа и его КПД я) = 085. Определяем давление на входе в гидроцилиндр, усилие на штоке и скорость перемещения поршня. р„= рв — Ьр = 1,600 — 0,137 = 1,463 МПа, Л = ряЯ„т)„= 1,463 ° 10' ' ' 0,96 = 4,41 ° 10' Н, 3,14 ° 0,2Я 4 о = — ".
Ч =, ' ',. 0,99=0,035 м/с. 40я 4 0,00! 1 Яйн о 3 14,02Я Полезная мощность на выходе гидропрнвода — мощность на штоке гидроцилиндра /!/„= /то„= 4,41 ° 1О' 0,035 = 1540 Вт. Мощность гидропривода — потребляемая мощность насоса КПД гидропривода т) = —" = — = 0,74. Уя 1640 Ф 2070 '13.10. Регулирование скорости вращения вала гидромотора осуществляется дросселем, установленным последовательно в напорной гидролинии (рис. 13.1, а). Определить минимальную частоту вращения вала гидромотора из условия допустимой потери мощности в гидро- клапане й/ял = 1,5 кВт, установленном параллельно насосу, если давление нагнетания насоса р = 6,3 МПа, его подача (',) = 30 л/мин, 179 рабочий объем гидромотора У, = 22,8 смо, его объемный КПД 71, = 0,95. Решение. Максимальный расход через клапан найдем из выражения для мощности! В этом случае подача жидкости в гидромотор Д =9 — Я =0,50 — 0,24=0,26 л/с, где (/ = 30/60 0,5 л/с — подача насоса.
Минимальную частоту вращения вала гидромотора найдем поформуле (9.15) и = — !), = — 0,95 = 10,83 с-' = 650 мин-'. 260 Ко о 223 13.11. Насос, работающий в составе объемного гидропривода вращательного движения (рис. 13.1, а), имеет подачу Я„= 36,9 л/мин и давление рн = 4,23 МПа. Определить частоту вращения вала гидромотора с рабочим объемом У, = 46 см' и КПД гидропривода, если крутящий момент на валу гидромотора М = 30 Н ° м, объемные КПД насоса и гидромотора равны 71,» = 0,96, т),м = 0,95, механические КПД насоса и гидромотора равны т)„„= 0,98, т)„„= 0,97, потери давления в гидролиннях и гидроаппаратах Ьр = 54 кПа.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
