материал труб - медь;

S = 0, 60м;

n = 9ход/мин.

1.Гидравлический расчет гидродвигателя поступательного действия.

Выбираем диаметр поршня из соотношения

D ≥ , м;

D ≥ = 0, 09м = 90мм;

По (табл. 2 приложения Гидравлический расчет объемного гидропривода. Методические указания по выполнению расчетно – графической работы / сост. Жуков Н. П. – Тамбов: Изд-во Тамб. гос. техн. ун-та, 2010. – 32с.), принимаем гидроцилиндр ЭНИСМ-М21-3 с диаметром поршня D = 90мм

Расчетное усилие на штоке

Т = Р + , Н.

Т = 6000 + 4000 = 10000 Н;

= ,

где Т – суммарное усилие, – КПД гидроцилиндра,

= 0, 85 ÷ 0, 97; Принимаем = 0, 9 тогда = = 11111Н

Давление жидкости на поршень гидроцилиндра определяем из соотношения

= , Па

По (табл. 3 приложения Гидравлический расчет объемного гидропривода. Методические указания по выполнению расчетно – графической работы / сост. Жуков Н. П. – Тамбов: Изд-во Тамб. гос. техн. ун-та, 2010. – 32с.), по величине выбираем отношение диаметра штока к диаметру поршня.

K = = 0, 3…0, 4.

По (табл. 2 приложения Гидравлический расчет объемного гидропривода. Методические указания по выполнению расчетно – графической работы / сост. Жуков Н. П. – Тамбов: Изд-во Тамб. гос. техн. ун-та, 2010. – 32с.), при К = 0, 3 диаметр штока = 25мм

Определяем действительный расход жидкости Q для гидроцилиндра с двухсторонним штоком

Q = S ∙ n ( - ), /c

Q = = 62, 4 ∙

Определяем расчетную подачу насоса

= , /c,

где = 0, 98÷ 0, 99 – объемный КПД гидроцилиндра

= = 63, 4 ∙ /c

Скорость рабочего и холостого хода поршня гидроцилиндра с двухсторонним штоком.

= = , м/с

= = 10, 2м/с

= , с

= = 0, 06с

= , Вт

где η = 0, 60 ÷ 0, 70 – полный КПД объемного гидропривода, = 0, 90 ÷ 0, 95 – полный КПД привода (электродвигателя).

= = 170, 4кВт

2. Гидравлический расчет элементов гидроаппаратуры

2.1. Золотниковый распределитель

Площадь проходного сечения определяем по рекомендуемой средней скорости ( = 3 ÷ 5 м/с) и расходу

= ,

= = 0, 00625

Потерю давления в сечении определяем по формуле

= ρ g ζ , Па

где ρ - плотность жидкости, кг/м3,

g – ускорение свободного падения, м/с2,

ζ = 5 - 7 - коэффициент местного сопротивления.

За рабочую жидкость принимаем масло индустриальное 20.

При рабочей температуре t = 40⁰ С её кинематическая вязкость n = 29, 0× 10^-6 м²/с, плотность r =890 кг/м³ [1, с. 287].

= 890 ∙ 9, 81 ∙ 6 = 32700Па

2.2. Дроссель

По известному расходу выбираем дроссель Г 77-24 с номинальным

Действительные потери в дросселе определяем по формуле

= (), Па

= 0, 02 ∙ = 0, 00035МПа = 350Па.

2.3. Клапаны

По величине выбираем клапан предохранительный Г55-13 с номинальным расходом = 0, 050 ÷ 1, 170 ∙ /c, и номинальный расход давления = 0, 4 МПа (Гидравлический расчет объемного гидропривода. Методические указания по выполнению расчетно – графической работы / сост. Жуков Н. П. – Тамбов: Изд-во Тамб. гос. техн. ун-та, 2010. – табл.4 приложения). Действительные потери давления в предохранительном клапане определяем по формуле

= (), Па

= 0, 4 = 0, 0168 Мпа = 16800Па.

Выбираем обратный клапан Г51-21 с номинальным расходом

= 0, 133 ∙ /c и потери давления при номинальном расходе = 0, 2МПа (Гидравлический расчет объемного гидропривода. Методические указания по выполнению расчетно – графической работы / сост. Жуков Н. П. – Тамбов: Изд-во Тамб. гос. техн. ун-та, 2010. – табл.4 приложения).

Действительные потери давления в клапане обратном определяем по формуле

= (), Па

= 0, 2 ∙ = 0, 0315Па = 31500Па.

Действительные потери давления в золотнике напорном определяем по формуле

= (), Па

= 0, 25 ∙ = 0, 309Мпа = 309000Па.

2.4.Фильтр

Для обеспечения расхода Q = 0, 021 ∙ /c выбираем фильтр пластинчатый типа 0, 08 Г 41-11

Потеря давления в фильтре определяется по следующей зависимости

, Па, (4)

где Q_т - расход жидкости, м³/с; m - коэффициент динамической вязкости жидкости, Па∙ с; 𝜔 - площадь фильтрующей поверхности, м² (Приложение, табл.5); a- удельная пропускная способность фильтрующего элемента, зависящая от материала фильтра, м³/м² (Приложение, табл.6).

Определяем потерю давления в фильтре по следующей зависимости

= 5, 95 ∙ μ, Па,

где - расход жидкости, /c;

μ - коэффициент динамической вязкости жидкости, Па ∙ с; – площадь фильтрующей поверхности,

(Приложение, табл.5); α – удельная пропускная способность фильтрующего элемента, зависящая от материала фильтра, / (табл.6 приложения Гидравлический расчет объемного гидропривода. Методические указания по выполнению расчетно – графической работы / сост. Жуков Н. П. – Тамбов: Изд-во Тамб. гос. техн. ун-та, 2010. – 32с.).

= 5, 95 ∙ = 1, 22 ∙ Па = 0, 122 МПа

3. Гидравлический расчет трубопроводов

3.1. Всасывающая линия (участок 1) = = 0, 19м.

Задаем скорость течения жидкости в гидролиниях (табл. 7 приложения Гидравлический расчет объемного гидропривода. Методические указания по выполнению расчетно – графической работы / сост. Жуков Н. П. – Тамбов: Изд-во Тамб. гос.

= , м

= = 0, 026 ∙ м;

Принимаем номинальный диаметр = 32мм (табл. 8 приложения Гидравлический расчет объемного гидропривода. Методические указания по выполнению расчетно – графической работы / сост. Жуков Н. П. – Тамбов: Изд-во Тамб. гос. техн. ун-та, 2010. – 32с.).

Фактическую скорость движения рабочей жидкости на участках трубопроводов определяем исходя из геометрических параметров.

= , м/с

= = 0, 97 м/c

Площадь сечения трубы

= ,

= = 8 ∙ ;

Число Рейнольдса

Re = ,

где 𝛎 кинематическая вязкость 𝛎 = / c; Re = = 1070; Re = 1070 < 2320 – режим ламинарный.

Коэффициент потерь на трение = 75 / Re; = 75 / 1070 = 0, 070

Потери давления на трение по длине

△ = ∙ ρ g;

△ = 0, 070 ∙ 890 ∙ 9, 81 = 540 Па

За рабочую жидкость принято масло, при рабочей температуре t = 40С^о.

Потери давления в местном сопротивлении (плавный поворот)

△ = b ∙ ∙ ∙ ρ g;

где 1, 2 (рис.2); , где А = 22, 1(Стр.145 Аврутин Р. Д. Справочник по гидроприводам металлорежущих станков. – М.:

Машиностроение, 1965. – 267с.), при α = 90^о

△ = 1, 2 ∙ 1, 5∙ ∙ 890 ∙ 9, 81 = 754 (Па).

Общие потери давления во всасывающей линии △ = 540 + 754 = 1294 Па

3.2. Нагнетательная линия (участок 2) = = 1, 45 м

Задаем скорость течения жидкости в гидролиниях (табл. 7 приложения Гидравлический расчет объемного гидропривода. Методические указания по выполнению расчётно–графической работы / сост. Жуков Н. П. – Тамбов: Изд-во Тамб. гос. техн. ун-та, 2010. – 32с.); = 3 м/с и рассчитываем соответствующие диаметры труб

= , м = = 1, 82 ∙ м;

Принимаем номинальный диаметр = 20мм (табл. 8 приложения Гидравлический расчет объемного гидропривода. Методические указания по выполнению расчетно – графической работы / сост. Жуков Н. П. – Тамбов: Изд-во Тамб. гос. техн. ун-та, 2010. – 32с.).

= ,

= = 3, 14 ∙ ;

Скорость течения жидкости

= , м/с

= = 2, 5 м/c

Число Рейнольдса

Re = ;

Re = = 1724

Коэффициент потерь на трение = 75 / Re; = 75 / 1724 = 0, 044

Потери давления по длине

△ = ∙ ρ g;

△ = 0, 044 ∙ 890 ∙ 9, 81 = 7340 Па

Потери давления в местном сопротивлении (плавный поворот)

△ = ∙ ∙ ∙ ρ g;

где 1, 1 (рис.2); , где А = 22, 1 (Стр.145 Аврутин Р. Д. Справочник по гидроприводам металлорежущих станков. – М.: Машиностроение, 1965. – 267с.), при α = 90^о

△ = 1, 1 ∙ 1, 0∙ ∙ 890 ∙ 9, 81 = 3050 Па

В обратном клапане △ = 0, 088 МПа (п. 2.3), в дросселе △ = 0, 088 МПа (п. 2.2), в распределителе △ = 0, 175 МПа (п. 2.1).

3.3. Исполнительная линия (участок 3)

Принимаем номинальный диаметр = 20мм (табл. 8 приложения Гидравлический расчет объемного гидропривода. Методические указания по выполнению расчетно – графической работы / сост. Жуков Н. П. – Тамбов: Изд-во Тамб. гос. техн. ун-та, 2010. – 32с.), = = 5, 46м. Из (п. 3.2) = = 0, 044; = = 2, 5 м/с

Потери давления по длине

△ = ∙ ρ g;

△ = 0, 044 ∙ 890 ∙ 9, 81 = 25700 Па

Потери давления в поворотах

△ = ∙ ∙ ∙ ρ g;

△ = 6 ∙ 1, 1 ∙ 1, 0∙ ∙ 890 ∙ 9, 81 = 18350 Па

Потери давления в золотнике напорном △ = 0, 033 МПа (п. 2.4).

Потери давления во входе и выходе из силового цилиндра

△ = b ( + ) ∙ ρ g;

△ = 1, 1 ∙ 2, 5 ∙ ∙ 890 ∙ 9, 81 = 7618 Па

Общие потери в исполнительной линии △ = 25700 + 18350 + 33000 + 7618 = 81968 Па

3.4 Сливная линия (участок 4), = = 3, 9м

Задаем скорость течения жидкости в гидролиниях (табл. 7 приложения Гидравлический расчет объемного гидропривода. Методические указания по выполнению расчетно – графической работы / сост. Жуков Н. П. – Тамбов:

= , м

= = 0, 26м

Принимаем номинальный диаметр = 32мм (табл. 8 приложения Гидравлический расчет объемного гидропривода. Методические указания по выполнению расчетно – графической работы / сост. Жуков Н. П. – Тамбов: Изд-во Тамб. гос. техн. ун-та, 2010. – 32с.).

Площадь сечения трубы

= , ;

= = 8 ∙ ;

Скорость течения жидкости

= , м/с;

= = 0, 97 м/c

Число Рейнольдса

Re = ;

Re = = 1070

Коэффициент потерь на трение = 75 / Re; = 75 / 1070 = 0, 070

Потери давления на трение по длине

△ = ∙ ρ g;

Потери давления в поворотах

△ = ∙ ∙ ∙ ρ g;

△ = 2 ∙ 1, 2 ∙ 1, 5∙ ∙ 890 ∙ 9, 81 = 1600 Па

Потери давления в фильтре △ = 0, 032 МПа (из п. 2.7)

Общие потери давления на сливной линии

△ = 680 + 1600 + 32000 = 34280 Па

Потери давления в прямых концевых нормализованных присоединениях (n = 16 штук).

Принимаем усредненные значения = 2 м/с; = 1, 15; = 0, 13;

△ = ∙ ∙ ∙ ρ g;

△ = ∙ 0, 13∙ ∙ 890 ∙ 9, 81 = 4260 Па

3.5. Полная потеря давления (энергии):

△ р = + ) = 1294 + 274050 + 34280 + 4260 = 395422 Па

Наименование участка	Характеристика участка	Коэффициенты потерь	Потеря давления △ р, МПа
Вид участка	Размеры	Скорость потока 𝑣, м/с	Число Рейнольдса Re	λ	𝜉
Длина, l, м	Площадь сечения 𝜔, м/с
	Всасыв. линия с одним поворотом	0, 59	8 ∙	0, 97		0, 070	1, 5	0, 001294
	Нагнет. линия с обрат. клапаном, дросселем, распределительным золотником	1, 2	3, 14 ∙	2, 5		0, 044	1, 1	0, 274050
	Исполн. линия с шестью поворотами, золотником и силовым гидроцилидром	4, 2	3, 14 ∙	2, 5		0, 044	1, 1	0, 081968
	Сливная линия с двумя плавными поворотами	0, 7	8 ∙	0, 97	0, 97	0, 070	1, 5	0, 034280
Концев. соед.	0, 004260
Итого	0, 396

4. Выбор типа объемного насоса.

Определяем давление, создаваемое насосом как сумму давления жидкости на поршень гидроцилиндра и общих потерь давления в схеме гидропривода ∑ △ , т.е. = + ∑ △ , Па;

= 3, 86 + 0, 396 = 4, 266 МПа

Исходя из давления и расчетной подачи насоса выбираем насос шестеренчатый (табл. 10 приложения Гидравлический расчет объемного гидропривода..

Расчет основных параметров насоса.

Мощность на валу насоса.

= ;

где η = - полный КПД насоса, = 0, 98 ÷ 0, 99 - объемный КПД; = 0, 75 ÷ 0, 85 – механический КПД; η = 0, 85 ÷ 0, 99;

= = 0, 12 ∙ Вт = 0, 12кВт.

4.3.2. Модуль зубчатого зацепления.

Модуль зацепления т определяется из выражения

где - расчетная (теоретическая) подача насоса, л/мин.

= 0, 021 ∙ /с = 1, 26 л/мин;

= = 1, 2; принимаем m = 2, 5 мм

Определяем число оборотов n зубчатого колеса. Минимальная допустимая окружная скорость колеса.

= 0, 17 ∙ ;

= 0, 17 ∙ = 3, 6 м/с;

Наибольшая допустимая скорость зубчатых колес = 4, 3 м/с (табл. 11 приложения Гидравлический расчет объемного гидропривода. Методические указания по выполнению расчетно – графической работы / сост. Жуков Н. П. – Тамбов: Изд-во Тамб. гос. техн. ун-та, 2010. – 32с.),

принимаем = 3, 5 м/с, тогда

n = ;

n = = 22, 3 об/с; где - диаметр наружной окружности колеса,

= m (z + 2) = 2, 5 (18 + 2) = 50 мм;

= m ∙ z; мм

= 2, 5 ∙ 18 = 45 мм;

Ширина зубчатого венца

b = ;

b = = 26 мм;

Шаг зубьев на начальной окружности

τ = ;

τ = = 8, 72 мм;

5. Расчет зависимости потребляемой мощности силового гидроцилиндра от числа оборотов насоса = f (n).

Принимаем = 0, 8 n; n = 22, 3 об/с. Подача насоса

= 2∙ π ∙ ∙ b∙ m ∙ ∙ ;

= 2∙ 3, 14∙ 0, 050∙ 0, 5∙ 0, 026 ∙ 17, 84∙ 0, 99 = 0, 621 ∙ ;

5.1. Всасывающая линия (участок 1): = 0, 032 м; = 8 ∙ ;

Скорость течения жидкости

= , м/с;

= = 0, 78 м/c

Число Рейнольдса

Re = ;

Re = = 856

Потери давления на трение по длине

△ = ∙ ρ g;

△ = 0, 088 ∙ 890 ∙ 9, 81 = 440 МПа

Потери давления в плавном повороте

△ = ∙ ∙ ∙ ρ g;

где 1, 36 (рис.2); , где А = 22, 1 (Стр.145 Аврутин Р. Д. Справочник по гидроприводам металлорежущих станков. – М.: Машиностроение, 1965. – 267с.), при α = 15^о

△ = 1, 36 ∙ 1, 97∙ ∙ 890 ∙ 9, 81 = 725 Па;

5.2. Нагнетательная линия (участок 2). = = 1, 45м; = 20мм;

= 3, 14 ∙ ;

Скорость течения жидкости

= , м/с;

= = 2, 0 м/c

Число Рейнольдса

Re = ;

Re = = 1379;

Коэффициент потерь на трение = 75 / Re; = 75 / 1379 = 0, 055;

Потери давления по длине трубы

△ = ∙ ρ g;

△ = 0, 055 ∙ 890 ∙ 9, 81 = 5874 Па

Потери давления в местных сопротивлениях.

△ = ∙ ∙ ∙ ρ g;

где 1, 1 (рис.2); , где А = 22, 1 (Стр.145 Аврутин Р. Д. Справочник по гидроприводам металлорежущих станков. – М.: Машиностроение, 1965. – 267с.),

△ = 1, 1 ∙ 1, 22∙ ∙ 890 ∙ 9, 81 = 2350 Па;

В обратном клапане: △ = 0, 2 ∙ = 0, 057 МПа (