Определение давлений в полостях нагнетания и слива
Применительно к разрабатываемому гидроприводу давление P1 в поршневой полости определяется по формуле
P1 = PH – ΔPзол – ΔPФ – ΔP1;
а давление P2 в штоковой полости
P2 = ΔPдр + ΔP2 + ΔPпр + ΔPзол
где PH - давление развиваемое насосом, МПа;
ΔPзол - перепады давлений на гидрораспределителе, МПа;
P1 и P2 - перепады давлений в трубопроводах l1 и l2, МПа;
ΔPдр - перепад давления на дросселе, МПа;
ΔPФ - перепад давления на фильтре, МПа;
ΔPпр – перепад давления в предохранительном клапане, МПа.
Применительно к данному гидроприводу перепады давлений на золотнике, дросселе и фильтре примем следующим образом
ΔPзол = 0,2 МПа;
ΔPдр = 0,3 МПа;
ΔPФ = 0,1 МПа;
ΔPпр = 0,15 МПа;
Так как перепады давлений в трубах на первой стадии расчета определить нельзя, то примем предварительно ΔP1 = ΔP2 = 0,2 МПа.
P1 = 1,6 – 0,1 – 0,2 – 0,2=1,1 МПа;
P2 = 0,3 + 0,2 + 0,15 + 0,2=0,85 МПа.
Определение параметра гидроцилиндра
Определим площади гидроцилиндра F1 и F2, используя соотношения
где υПР и υПХ - скорости поршня при рабочем и холостом ходе.
Расход жидкости, поступающий в силовой цилиндр можно определить по формуле
Q = υ П · F
Считаем, что расход жидкости, поступающий в силовой цилиндр при рабочем и холостом ходе одинаков, то
Q = υПP · F1 и Q = υПX · F2
поэтому
Из этого следует, что:
откуда
Следовательно, выражение площади поршня в штоковой полости примет вид:
Диаметр поршня будет равен:
Сила трения T увеличивается с ростом давления жидкости в цилиндре и лежит в диапазоне T = (0,02...0,1)R
Определим диаметр поршня D.
D= 
=0,17 м
Полученный диаметр сравниваем со стандартным рядом: 40, 50, 60, 70, 80, 90, 100, 110. Так как у нас значение превышает 150 мм то повышаем давление Рн до 3,2 МПа, тогда Р1=3,2-0,1-0,2-0,2=2,7 МПа
D= 
=0,08 м
Принимаем диаметр цилиндра 80 мм.
d= 
=35 (мм)
Толщину δ стенки гидроцилиндра можно определить по формуле
Допускаемые напряжения на растяжение принимаются равными для стали [σ] = 50…60 МПа (1·106 Н/м2).
=2 мм.
Определение давлений в полостях силового цилиндра
Обозначим полезные площади силового цилиндра через F1 и F2, а давления в этих полостях через P1 и P2
,
где D и d - диаметры силового цилиндра и штока поршня.
Уравнение равновесия поршня силового цилиндра, пренебрегая силами инерции, имеет вид
P1 F1 = P2 F2 + R + T
где T - сила трения, приложенная к поршню.
Определим площади гидроцилиндра F1 и F2.
F1= 
=0.005 м2;
F2= 
= 0.004 м2.
Выбор гидронасоса
Определяем расход жидкости, поступающей в левую поршневую полость силового цилиндра,
где υПР - скорость перемещения поршня, м/с.
υПР= 
υПР= 
=0,1 м/с;
ΔQЦ1=0,1· 
=9,6 л/мин=0,00016 м3/с.
Подача насоса с учетом утечек рабочей жидкости определится по формуле
QH = (QЦ1 + ΔQЦ)·z + ΔQзол
где ΔQЦ - утечки жидкости в силовом цилиндре;
ΔQзол - утечки в золотнике;
z - число гидроцилиндров.
Утечки в силовом цилиндре ΔQЦ и в распределителе ΔQзол рассчитываются по формулам:
Принимаем Р*=6,3 Мпа, ΔQ*Ц=0,05 л/мин, ΔQзол=0,1 л/мин.
ΔQЦ= 
=0,02 л/мин;
ΔQзол = 
=0,04 л/мин.
QH = (9,6 + 0,02 )·1 + 0,04=9,66 л/мин.
Рабочий объем насоса
где n - частота вращения ротора насоса, принимаем n=950 мин-1; η0 - объемный КПД насоса, принимаем η0=0,9.
q= 
=0.011 л =11см3.
По рабочему объёму и подаче выбираем насос Г 12-32 АМ
Таблица 3.1 Основные параметры насоса Г 12-32 АМ
| Основные параметры | Г12-32 АМ |
| Рабочий объем q, см3 | 16 |
| Номинальная подача Q*, л/мин | 12 |
| Номинальное давление P*, МПа | 6,3 |
| Объемный КПД η0* при P* = 2,5 МПа | 0,81 |
| Полный КПД, η | 0,7 |
Действительный объемный КПД можно найти из выражения
η0= 
=0.76
Вычислив η0, определяется рабочий объем q, и по нему подбираем насос. После этого уточнятся расход жидкости, сбрасываемый через предохранительный клапан в приемный бак
ΔQПК = qnη0 – z(QЦ1 + ΔQЦ) –ΔQ зол.
ΔQПК = 0.016·950·0.76 – 1·(9.6 + 0.02) –0.04=2 л/мин.
Дата: 2019-07-24, просмотров: 221.
