Гидравлический расчёт объёмного гидропривода, страница 5

Рис. 4

Длины участков трубопроводов, м: l₃ = 4,2; l₄ = 5,67. Необходимый вращающий момент на валу лебедки М_л=730Н∙м. Частота вращения вала лебедки n_л=0,6 об/с. Рабочая жидкость масло T-46  плотность ρ=920 кг/м³, вязкость при 50ºС и атмосферном давлении ν=(44-48)∙10^-6м²/с,  предел рабочих температур -25-+60ºС.

Необходимо обеспечить управление вращением лебедки в следящем режиме с обеспечением реверса движения.

2.2. Предварительное определение выходной мощности

насоса

Расчет выполняем по цепочке передачи мощности в гидро­приводе.

Мощность на валу лебедки

N_л = 2∙π∙n_л∙М_л=2∙3,14∙0.6∙920=3466.56Вт = 3,47 кВт.

Мощность на валу гидромотора с учетом КПД двух упру­гих муфт и редуктора составит:

 (Принято η_{мут 1} = η_{мут 2} = 0,99; η_р = 0,97.)

Определяем   входную  мощность  гидромотора, принимая

η_м=0,92

Находим выходную мощность насоса, принимая КПД тру­бопроводной системы η_тр = 0,95:

.

2.3. Назначение величины рабочего давления и выбор насоса

Анализ справочных данных по насосам показы­вает, что насосы со следящим управлением имеют номиналь­ное давление 20 и 10 МПа. Анализ данных по гидромоторам приводит к выводу, что наиболее подходящий тип гидромо­торов (имеющий наибольшее значение КПД) имеет номи­нальное давление 10 МПа.

В связи с этим номинальное рабочее давление в системе гидропривода принимаем равным 10 МПа. На это давление настраиваем предохранительный клапан. Минимальное дав­ление в системе (перед входом в насос) принимаем для ис­ключения кавитации больше атмосферного и равным р_м.с = 0,3 МПа.

Это означает, что давление, развиваемое насосом,

р_н=р_н.с — р_м.с= 10,0 - 0,3 = 9,7 МПа.

Расход, который должен обеспечить насос,

Такую производительность может обес­печить насос марки 2НРС 224/100, имеющий следующие па­раметры:

Рабочий объем.............................................................................V_{о. н} = 224 см³

Номинальная подача…………………………………….…......Q_{н. ном} = 200л/мин = 3300см³/с

Номинальное давление……………………………………....... р_{н. ном} =10МПа

Номинальная частота вращения……………………………… n_{н. ном} = 960 об/мин= 16 об/с

Объемный КПД.......... ………..…………………………………η_{о. н} = 0,90

Полный  КПД............................................................................... η_н = 0,83.

Основной насос снабжен встроенным шестеренным насо­сом для питания вспомогательных механизмов.

Так как при номинальном числе оборотов подача насоса превышает требуемый расход, то понизим число оборотов вала насоса, определив его из зависимости

 

Принимаем число оборотов вала насоса n_н = 180 об/мин = 3об/с.

При этом подача насоса составит:

Этот расход примем в качестве расчётного для гидравли­ческой системы. Полезная выходная мощность насоса

Мощность, потребляемая насосом,

.

2.4. Определение диаметра трубопроводов

Так как в гидравлической системе циркулирует один и тот же расход, то магистральные трубопроводы принимаем одного и того же диаметра. Диаметр трубопроводов находим из условия пропуска расхода Q.

Принимая рекомендуемую скорость V_рек=5 м/с, вычис­ляем внутренний диаметр трубопровода:

Принимая средний режим работы трубопровода (k = 4), определяем толщину стенок трубопровода:

где σ_р — расчетное  напряжение  на  растяжение  материала

стенок трубопровода (для стали σ_р≈280 МПа);

 k — коэффициент запаса прочности, учитывающий пико­вые нагрузки (принимают для легкого режима ра­боты k = 2, для среднего k = 4, для тяжелого k = 6).

В соответствии с рекомендуемыми типоразмерами (ГОСТ 8734—75) принимаем бесшовные стальные трубы с размерами:

Наружный диаметр..........d_н = 15мм

Толщина стенки................δ = 1мм

Внутренний диаметр.......d= 13 мм

Действительная скорость движения жидкости в трубо­проводе

Действительное значение скорости не выходит за принятое ранее (v_рек=5 м/с).

2.5. Определение потерь давления в гидросистеме.

В качестве рабочей жидкости примем жидкость: турбинное масло T-46, имеющее плотность ρ=920 кг/м³ и коэффициент кинемати­ческой вязкости (при t=50°С и атмосферном давлении) ν= (44-48)∙10^-6 м²/с. Эта жид­кость обладает достаточно небольшим интервалом рабочих температур (+10... +50°С), что ограничивает область её применения.

Для определения потерь давления на участках магистра­ли используем метод приведенных длин.Для определения потерь давления на участках магистра­ли используем метод приведенных длин. Местные сопротив­ления принимаем в соответствии с аксонометрической схемой (см. рис. 3). Вначале определяем приведенные длины участ­ков, вычисление которых сводим в табл. 7.

Таблица 7

участок	l, м	d, м	Виды местных сопротивлений			, м	lпр, м
3	4,2	0,013	Четыре резких поворота Три тройника на проход Два штуцера	4×32 3×2 2×2	138	1,794	5,994
4	5,67	0,013	Четыре резких поворота Три тройника на проход Два штуцера	4×32 3×2 2×2	138	1,794	7,464

Расчет потерь давления в гидросистеме сведен в табл. 8, причем вычисления выполнены как для расчетного значения расхода, так и для его долей, что потребуется в дальнейшем для построения характеристики гидропривода.

Коэффициент гидравлического трения А. вычислен по фор­муле А. Д. Альтшуля при эквивалентной высоте шерохова­тости Δ_э=0,04 мм.