4.1 Номінальний тиск в гідросистемі

Номінальний тиск, р_н (МПа), у гідросистемі вибирається з нормативного ряду згідно з ГОСТ 12445-80: 0,1; 0,16; 0,25; 0,4; 0,63; 1,0; 1,6; 2,5; 6,3; 10; 16; 20; 25;

32; 40; 50; 63; 80; 125; 160; 200; 250. Стандарт також передбачає номінальний тиск менш 0,1 і більш 250 МПа.

При збільшенні тиску (до певної міри) зменшується вартість гідравлічного обладнання.

На основі результатів спеціальних досліджень рекомендується для бульдозерів і автогрейдерів вибирати тиск до 6,3 МПа, для приводів вантажопідйомних та інших будівельно-дорожних машин до 20 – 32 МПа.

4.2 Вибір робочої рідини

Залежно від температурних умов, режиму роботи гідроприводу та номінального робочого тиску вибирається робоча рідина (таблиця А.4).

Номінальною температурою робочої рідини вважається температура 70-80 °С при номінальному тиску до 10 МПа, а при більшому тиску 50-60 °С.

^{При такої температурі рекомендується застосовувати рідину з кінематичною}

^{в`язкістю ν=20-36 мм2/с при тисках до 7 МПа і ν=60-110 мм2/с при тисках від 7 до}

^{25 МПа.}

Використання малов’язких робочих рідин при високому тиску приводить до збільшення витоків та зниженню ККД гідропривода.

4.3 Розрахунок параметрів гідродвигунів

4.3.1 Визначення параметрів гідроциліндрів

Діаметр гідроциліндра з однобічним штоком визначається в залежності від схеми його включення і напрямку дії навантаження. Напрямок робочого ходу гідроциліндрів позначений у вихідних даних стрілкою.

_{При подачі робочої рідини:}

6

^{− в поршневу порожнину циліндра}

_{D = 2} ^R

_{, м; (1)}

^πΔp_ц^η_гмц

^{− в штокову порожнину}

^{D = 2}

Rϕ πΔp_цη_гмц

, м; (2)

_{− в обидві порожнині одночасно (диференційна схема включення)}

^{D = 2}

^Rϕ

^πΔpц ^{(ϕ − 1)η}гмц

, м; (3)

^{− у випадку взаємноспарених гідроциліндрів, коли рідина подається}

^{одночасно в поршневу порожнину одного циліндра і в штокову другого}

^{D = 2}

^Rϕ

^πΔpц ^{(ϕ + 1)η}гмц

, м; (4)

де R – навантаження на штоці, Н;

^{Δрц – перепад тиску на гідроциліндрі, Па;}

^ηгмц ^{– гідромеханічний коефіцієнт корисної дії гідроциліндра, η}гмц ^{= 0,93-}

0,97;

_{ϕ – відношення площин поршневої та штокової порожнин.}

^{ϕ = Sпп}

^Sшп

; (5)

_{де Sпп – площа поршневої порожнини, м}²_;

^S_шп ^{– площа штокової порожнини, м2.}

^{Відношення ϕ приймає постійне значення 1,25; 1,6 або 2,0 згідно з ОСТ 22–}

^{1417–79 (таблиці А.5, А.6).}

7

Перепад тиску на гідроциліндрі попередньо можливо прийняти рівним:

^{Δрц = (0,8...0,9)рн , МПа. (6)}

^{Диференційна схема включення гідроциліндра застосовується у випадку коли}

необхідно забезпечити однакові швидкості та зусилля при висуванні і утягуванні

^{штоку. У такому випадку приймається ϕ = 2.}

^{Схема підключення гідроциліндрів відповідно до четвертого випадку}

застосовується у механізмах керування будівельних машин (скрепери, трактори).

Діаметри гідроциліндрів з двобічним штоком визначається за формулою (2).

Одержане значення діаметра заокруглюють до стандартного (найближчого більшого) відповідно до ОСТ 22–1417–79 (таблиця А.3).

_{Діаметр штока гідроциліндра визначається з рівняння:}

^{d = D}

^{ϕ − 1} , м; (7)

^ϕ

і також заокруглюють до стандартного значення.

Витрата робочої рідини гідроциліндром визначається виходячи з необхідних максимальних швидкостей:

ц

^{Q = Sυп , м3/с; (8)}

^ηоц

де S – площа відповідної робочої порожнини гідроциліндра, м²;

^{υп – швидкість переміщення поршня, м/с.}

^{ηоц – об`ємний ККД гідроциліндра, ηоц = 0,98…0,99;}

^{Площа поршневої порожнини гідроциліндра визначається за формулою:}

_πD ² ₂

^{Sпп = 4 , м . (9)}

Площа штокової порожнини визначається за формулою:

^π

^{Sшп =} 4

^{(D 2 − d 2 ), м2. (10)}

Для спарених гідроциліндрів, з однаковими робочими порожнинами, загальна витрата робочої рідини буде дорівнювати подвійній витраті одного гідроциліндра.

8

_{При диференційній схемі включення гідроциліндра:}

_η

пп шп

ц

^{Q = (S − S ) υп}

^оц

, м³/с. (11)

У випадку взаємноспарених гідроциліндрів загальну витрату можливо визначити за формулою:

_η

ц пп шп

^{Q = (S + S ) υп}

^оц

, м³/с. (12)

Втрати тиску в гідроциліндрі залежать від схеми його включення:

_{− поршнева робоча порожнина}

ц

_{Δp =}

^R _{, Па; (13)}

^S_пп^η

_гмц

_{− штокова робоча порожнина}

ц

_{Δp =}

^R _{, Па; (14)}

^S_шп^η

гмц

_{− диференційна схема включення}

_{Δpц = S}

R

_{− S η}

_{, Па; (15)}

⁽ _пп

_шп ⁾ _гмц

_{− взаємноспарені гідроциліндри}

_{Δpц = S}

R

_{+ S η}

_{, Па. (16)}

⁽ _пп

_шп ⁾ _гмц

9

_{Повна потужність гідроциліндра визначається за формулою:}

ц

^{N = Rυn , Вт; (17)}

^ηц

^{де ηц – повний ККД гідроциліндра, який можна прийняти рівним ηц = 0,9.}

4.3.2 Визначення параметрів та вибір гідромоторів

У випадку коли відомий момент М_м на валу гідромотора визначається необхідний робочий об’їм гідромотору:

_{V 2πМ м 3}

^{м =} Δр

_мη_гмм

, м ; (18)

^{де Мм – даний момент на валу гідромотору, Н⋅м;}

^{Δрм – перепад тиску на гідромоторі, Па;}

^{ηгмм – гідромеханічний ККД гідромотора, ηгмм = 0,85-0,96.}

^{Перепад тиску на гідромоторі можливо прийняти аналогічно з}

гідроциліндром формула (6).

У випадку коли відомий момент М_р на валу виконавчого органа машини та його частота обертання n_p, вибір гідромотора здійснюється виходячи з корисної потужності. В гідроприводах вантажопідйомних, будівельних і дорожніх машин в основному використовують шестеренні та аксіально-поршневі гідромотори (таблиця А.2). Вони високооборотні тому з виконавчими органами вони з`єднуються через редуктор.

_{Корисна потужність гідромотора має дорівнювати:}

^M _p^πn _p

^{N м = , Вт; (19)}

^30η ред

^{де Мр – момент на валу виконавчого органа машини, Н⋅м;}

ⁿp ^{– частота обертання вала виконавчого органа, хв-1;}

^{ηр – ККД редуктора, ηр = 0,90-0,96.}

^{За значенням номінального тиску р}н ^{та корисної потужності N}м ^{(або робочого}

10

об'єму V_м) вибирають гідромотор (таблиця А.2).

Якщо прийнятий номінальний тиск у гідросистемі не відповідає

номінальному тиску гідромотора, необхідно перерахувати корисну потужність гідромотора при даних умовах, виходячи з того, що потужність змінюється прямопропорційно зміні тиску. Для цього необхідно скласти пропорцію.

Після вибору гідромотору необхідно уточнити частоту обертання його вала n_м. Відомо, що для об'ємних гідродвигунів потужність що знімається з валу прямопропорційна частоті обертання (коли вал обертається з частотою, яка перевищує мінімальну).

_{Потрібне передаточне число редуктору визначається за формулою:}

³ = ^nì ðåä _n

; (20)

^ð

_{Далі визначається момент на валу гідромотора, який дорівнює:}

_{Ì ð}

^{Ì ì =} _{³ η}

^{, Н⋅м; (21)}

ðåä

ðåä

де n_м – прийнята частота обертання вала гідромотора, хв^-1.

_{Втрати тиску в гідромоторі:}

м

_{Δp =} ^2πM _м^η_{ом , Па; (22)}

^V_м^η _м

^{де ηм – загальний ККД мотора.}

^{Втрати тиску в гідромоторі не повинні перевищувати номінальний тиск у}

гідросистемі. Бажано що б виконувалась умова

^Δð _ì

^{≈ (0,8...0,9) ð}_í ^{. Якщо ця умова}

^{не виконується необхідно збільшити передаточне число редуктору і}_ред ^і

перерахувати момент за формулою (21), а потім і

^Δð _ì

за формулою (22).

Після цього необхідно визначити потрібну частоту обертання вала гідромотора за формулою:

ⁿ_{ì .ï}

^{= ³}_ðåä.ô ⁿ _ð ^{; (23)}

де і_ред.ф – фактичне передаточне число редуктора.

_{Витрата робочої рідини гідромотором:}

11

_{Q =} ^{Vì nì .ï}

^ì _60η

, м³/с; (24)

îì

де V_м – робочий об’їм гідромотору, м³;

^{ηом – об`ємний ККД гідромотору за паспортними даними.}

^{Для спарених гідромоторів загальна витрата збільшується в два рази.}

Результати розрахунку параметрів гідродвигунів зводяться у таблицю 1.

_{Таблиця 1 – Результати розрахунку гідродвигунів}

Гідродви -гун	Зусилля R, кН	Швид- поршня	Момент Мр, Н⋅м	Частота ня np, хв-1	Діаметри гідроцилі ндрівD×d , мм	Робочий об`єм гідромо- тора Vм,	Витрата гідродвиг уна Q, л/с	Перепад тиску у гідродвиг унах Δр, МПа	Повна потужність гідродвигу нів N, кВт

4.4 Визначення параметрів та вибір насосів

Параметри насоса, який живить гідродвигун, повинні забезпечити дані навантаження і швидкості, а також мають відповідати прийнятим параметрам гідросистеми.

Основними параметрами гідронасоса є робочий об’єм V_н, номінальний тиск р_н.ном, частота обертання приводного вала n_н, а похідний параметр – подача робочої рідини Q_н.

При виборі насоса у якості номінального тиску, який розвиває насос,

використовують вибране значення номінального тиску р_н в гідросистемі.

_{Необхідна подача насоса визначається як сума витрат паралельно працюючих}

12

_{двигунів:}

_n

^{Qн = К п ∑ Qм(ц )i , л/с; (25)}

^{i =1}

де Q_м(ц)i – витрата робочої рідини гідродвигуном (гідромотором чи гідроциліндром), л/с;

К_п – коефіцієнт подачі, який ураховує втрати робочої рідини в гідросистемі,

^К_п ^{= 1,05-1,15.}

У випадку коли декілька гідродвигунів або груп гідродвигунів працюють роздільно, необхідну подачу визначають по тому двигуну або групі двигунів, яки мають найбільшу витрату:

^{Qн = К пQм(ц ) max , л/с. (26)}

^{Згідно з отриманим значенням необхідної подачі вибирають тип і марку}

насоса (таблиця А.1)

_{Частота обертання вала насоса дорівнює:}

_{n =} ^60Q_н

_{, хв}-1 ₍₂₇₎

н

он

^{н іV η}

де Q_н – необхідна подача насоса, л/с;

і – кількість насосів, що працюють паралельно;

V_н – робочий об’єм прийнятого насоса, л;

^{ηон – об’ємний ККД насоса}

^{Аналізуючи отримані дані можливо прийняти рішення о доцільності}

об’єднання потоків. Тобто чи можливо здійснити живлення різних двигунів від одного насоса за умов, що кожен з споживачів працює окремо.

Після прийняття рішення о кількості потоків необхідно уточнити швидкості

гідродвигунів.

_{Фактична швидкість поршня гідроциліндра:}

^υп.ф

_nн.фVн

^{= η}

^60Sm

^онηоц

, м/с; (28)

_{де nн.ф – фактична частота обертання вала насоса, хв}^-1_;

S – площа робочої порожнини гідроциліндра, м²;

m – кількість паралельно працюючих гідроциліндрів.

13

_{Фактична частота обертання вала гідромотора:}

_nн.фVн

_{n = η η}

_{, хв}-1_{; (29)}

м.ф

^V_м ^m

он ом

де m – кількість паралельно працюючих гідромоторів.

Результати розрахунку параметрів насосів бажано оформити у табличної формі (таблиця 2).

_{Таблиця 2 – Результати розрахунку насосів}

Гідродви- гун	Параметри насоса					Номер поток у	Фактичні
	тип	Vн, см3	ηон	ηн	потрібна частота обертання, хв-1		n , -1 хв	Q , л/с	υ , см/с	n , хв-1

н.ф

н.ф

п.ф

м.ф

4.5 Вибір гідроапаратури та допоміжних пристроїв

Номінальний тиск гідроапаратури повинен відповідати номінальному тиску в гідросистемі.

При виборі параметрів гідророзподільників, клапанів, дроселів та ін. необхідно щоб номінальна витрата гідроапарата дорівнювала або перевищувала дійсну (фактичну) подачу насоса. Тип гідроапаратів вибирається з номенклатури апаратів, що призначені для використання у мобільних машинах. Технічні характеристики гідроапаратів наведені у додатку А (таблиці А.7-А.19)

^{Для фільтрів основними параметрами є тонкість очищення робочої рідини δн,}

^{витрата Qф, величина умовного проходу. Вибір типу фільтра та його типорозміру}

(таблиця А.18) здійснюється по витраті робочої рідини у зливній гідролінії і

потрібній для даного гідроприводу тонкості фільтрації. Перепад тиску у фільтрі

^{Δрф = 0,1-0,2 МПа.}

^{Для гідробака основним параметром є ємність (об’єм) бака Vб. Об’єм}

гідробака для мобільних машин, що працюють на відкритому повітрі, приймають

не менше 0,3-1,0-хвилинної подачі насоса, але не менше півтора-двох об’ємів

14

рідини, що циркулює в гідросистемі. Розрахований об’єм бака заокруглюють до найближчого більшого стандартного значення (таблиця А.3).

4.6 Розрахунок трубопроводів

Розрахунок здійснюють по ділянкам, які виділяються в гідравлічній схемі. Ділянка – це частина гідролінії між розгалуженнями, яка пропускає одну витрату при однаковому діаметрі.

Діаметри трубопроводів визначаються виходячи з рекомендованих швидкостей рідини, які складають для всмоктувальної гідролінії – 0,5-1,5 м/с; для зливної – 1,4-2,2 м/с; для напірної – 3-6 м/с.

_{Діаметр трубопроводу розраховують за формулою:}

d = ^{4Q , м; (30)}

^πυ

де Q – подача насоса, м³/с;

^{υ – швидкість руху рідини в трубопроводі, м/с.}

^{Одержане значення діаметра заокруглюють до найближчого стандартного}

значення по ГОСТ 16516-80 (таблиця А.3). Результати розрахунку діаметрів доцільно звести у таблицю.

_{Далі уточнюють швидкості рідини в гідролініях за формулою:}

^{υ = 4Q}

^{πd 2}

, м/с. (31)

Визначають число Рейнольдса:

_{Re =} ^υd _{; (32)}

^ν

^{де ν – кінематична в’язкість робочої рідини (при робочої температурі), м2/с.}

^{В’язкість рідини в значної мірі залежить від температури. Для робочих рідин,}

що використовуються у гідросистемах машин, запропонована формула, яка зв’язує кінематичну в’язкість з температурою:

15

2

_{⎛ 50 ⎞}ⁿ

^ν t ^{= ν} 50 ^{⎜ ⎟}

^{⎝ t ⎠}

, мм /с; (33)

^{де νt – кінематична в’язкість при температурі t °C, мм2/с;}

^{ν50 – кінематична в’язкість при температурі 50 C, мм2/с;}

^{n – показник степеню, що залежить від значення ν50:}

^{при ν50 = 10 мм2/с – n = 1,73;}

^{при ν50 = 20 мм2/с – n = 1,99;}

^{при ν50 = 30 мм2/с – n = 2,16.}

^{Експериментально визначено, що для круглих труб при Re < 2300 режим руху}

рідини – ламінарний, при Re > 2300 – турбулентний.

При визначенні втрат тиску на тертя слід мати на увазі, що при ламінарному режимі руху коефіцієнт гідравлічного тертя визначається за формулою:

^{λ = А ; (34)}

^Re

де А=75 – для сталевих труб;

А=150 – для гнучких шлангів;

При турбулентному режимі руху використовується формула Блазіуса:

_{λ =} ^0,3164 _{. (35)}

^Re0,25

_{Втрати тиску на тертя по довжині трубопроводів визначають за формулою:}

^{υ 2}

^{Δрт = ρλl} 2d

, Па; (36)

^{де ρ – питома маса робочої рідини, кг/м3;}

^{l – довжина трубопроводу, м.}

Результати розрахунку поздовжніх втрат тиску доцільно оформити у таблиці,

_{наприклад таблиця 3.}

16

_{Таблиця 3}

Потік/ гідродвигун	Гідролінія	Витрата рідини Q, л/с	Діаметр трубопроводу d, мм	Уточнена швидкість рідини υ, м/с	Число Рейнольдса Re	Режим руху рідини	Коефіцієнт Дарсі λ	Довжина трубопроводу l, м	Втрати тиску на тертя Δрт, МПа

4.7 Розрахунок втрат тиску в гідросистемі

При розрахунку втрат тиску гідравлічну схему розділяють на замкнені контури, складені з послідовних ділянок трубопроводів та різних агрегатів. Втрати тиску в гідросистемі складаються з трьох складових:

^{Δp = ∑ Δpт + ∑ Δрм + ∑ Δрг , МПа; (37)}

^{де Δрт – втрати на тертя, МПа;}

^{Δрм – втрати на місцевих опорах, МПа;}

^{Δрг – втрати в гідроапаратурі, МПа.}

^{Розрахунок втрат тиску на тертя у трубопроводах наведене у пункті 4.6.}

Місцеві опори появляються при нерівномірному руху рідини в окремих місцях трубопроводу (різноманітні фасонні ділянки трубопроводу – колена, трійники, тощо) і не залежать від довжини. Втрати тиску на місцеві опори визначають за формулою Вейсбаха:

^{υ 2}

^{Δpм = ξρ}

²

z , Па; (38)

^{де ξ – коефіцієнт місцевого опору;}

^{υ – швидкість після місцевого опору, м/с;}

^{ρ – питома маса, кг/м3;}

^{z – кількість місцевих опорів на ділянці трубопроводу.}

_{Коефіцієнт місцевого опору для коліна можливо прийняти ξк = 0,15.}

17

Формулу (36) можливо використати для розрахунку втрат тиску у зворотному

^{клапані для якого ξкл = 2-3.}

^{Втрати тиску в гідроапаратах (гідророзподільниках, роздільниках потоку,}

дроселях, фільтрах та ін.) приводяться у паспортних даних. Втрати тиску в гідродвигунах розраховуються за формулами (13)-(16), (22).

Якщо необхідно визначити втрати тиску в гідроапараті при відсутності відповідних коефіцієнтів опору у довіднику, то втрати визначають за умов автомодельністі потоку рідини по формулі:

_Δрг

_{= Δр}

^⎛ _Q

_{г .ном ⎜} ^г

₂

^⎞

_{⎟ , МПа; (39)}

_⎝ ^Q_{г .ном ⎠}

^{де Δрг, Δрг.ном – відповідно втрати тиску при даної витраті Qг гідроапарата і}

^{при номінальної (паспортної) витраті Qг.ном, МПа.}

Результати розрахунку втрат тиску в місцевих опорах і гідроапаратах для кожного потоку вміщуються у таблицю 4.

Таблиця 4 – Результати розрахунку втрат тиску в місцевих опорах і гідроапаратах

Потік/ гідродвигун	Гідроліні я	Втрати тиску, Па
		Коліно		Зворотний клапан		Гідророзподі льник	Роздільни к потоку	Фільтр	Гідродвиг ун
		z	Δрк	z	Δркл

_{4.8 Визначення коефіцієнта корисної дії гідропривода}

18

_{Коефіцієнта корисної дії гідропривода визначається за формулою:}

^{η = N к .д}

^{N пр .н}

; (40)

де N_к.д – корисна потужність гідродвигуна, кВт;

^N_пр.н ^{– потужність на валу насоса (потужність, що затрачена), кВт.}

_{Корисна потужність гідроциліндра:}

ï

^N _{ê .ö}

^{= m ⋅ R ⋅υ ô}

, (кВт); (41)

ï

^{де υ ô}

– фактична швидкість поршню гідроциліндра (таблиця 2);

m – див. формулу (28).

_{Корисна потужність гідромотора:}

^N ê . ì

^{= m ⋅ Ì}

^{πï ì .ô}

^{ì 30000}

(кВт). (42)

Потужність на валу насоса:

N

ïð .í

₌ ^{Qí .ô pí .ô}

^η í

, кВт; (43)

де Q_н.ф, p_н.ф – відповідно фактичні подача і тиск насоса;

^{ηн – повний ККД насоса.}

^{Фактичний тиск насоса дорівнює сумарної втраті тиску по трасі і}

розраховується за формулою (37)

4.9 Тепловій розрахунок

_{Надійна і ефективна робота гідроприводу можлива в умовах оптимального}

19

теплового стану, що забезпечує постійність робочих характеристик. Відомо, що з підвищенням температури збільшуються витоки робочої рідини, погіршуються умови змазування деталей, що труться.

_{Втрати потужності у гідроприводі, що перетворюються в тепло:}

^{ΔN = Nпр .н − Nк .д , Вт; (44)}

^{де N}_пр.н ^{– потужність приводу насоса, Вт;}

^N_к.д ^{– корисна потужність гідродвигуна, Вт.}

Підвищення температури ΔТ робочої рідини до сталого значення Т_ж може бути розраховано по формулі:

^{ΔТ = (Т} _ж

^ΔN

₎

^{− Т в =} _n

^{, °С; (45)}

^{∑ Кі Si}

^{i =1}

де Т_ж – стала температура робочої рідини у баці;

^Т_в ^{– температура навколишнього повітря;}

^{ΣSi – площа елементів гідропривода, м2;}

^Кі ^{– коефіцієнт теплопередачі від робочої рідини до навколишнього}

^{повітря, Вт/(м2⋅°С).}

^{Коефіцієнт К}і ^{є умовною величиною, яка залежить від конструкції машини.}

^{На основі спеціальних досліджень встановлено, що Кі = 15 Вт/(м2⋅°С) є}

^{граничним для гідроприводів будівельних машин, у яких не застосовується}

спеціальних пристроїв по забезпеченню тепловідводу. Для проектувальних

^{розрахунків рекомендується прийняти Кі = 9 Вт/(м2⋅°С).}

^{В проектувальному розрахунку у якості поверхні теплообміну Sі можливо}

прийняти поверхню гідробака.

Якщо площа поверхонь елементів гідроприводу, що віддають тепло, не забезпечує потрібного значення Т_ж, необхідно збільшити площу за рахунок оребріння бака або встановлення теплообмінника.

Подальша інтенсифікація тепловідводу здійснюється за рахунок обдуву теплообмінника, що дозволяє підвищити значення коефіцієнту К_і.

Попередньо можливо прийняти:

^{при υ}_в ^{≤ 5 м/с К = 6,15+4,17υ}_в^;

0,78

^{при υ}в ^{> 5 м/с К = 7,5υ}в ^;

20

Отримане в результаті розрахунку значення площі теплообмінника заокруглюють до найближчого значення в ряді теплообмінників, що випускаються серійно. Технічні характеристики теплообмінників приведені у таблиці А.19.

21

СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ

1. Васильченко В.А. Гидравлическое оборудование мобильных машин.

Справочник. –М.: «Машиностроение», 1983. –301 с.

2. Гейер В.Г., Дулин В.С., Заря А.Н. Гидравлика и гидропривод: Учеб. для вузов – 3-е изд., перераб. и доп. – М.: «Недра», 1991. – 331 с.: ил.

3. Гидравлика, гидромашины, гидроприводы /Т.М. Башта, С.С. Руднев, Б.Б.

Некрасов и др. –М.: «Машиностроение», 1982, -423 с.

4. Завдання і методичні вказівки до оформлення курсової роботи з дисципліни “Гідро- і пневмопривод” (для студентів спеціальності 7.090214 “Підйомно-транспортні, будівельні, дорожні, меліоративні машини і обладнання” денної і заочної форми навчання) / Уклад.: Б.О.Корольков, О.Г. Водолажченко. – Макіївка: ДонНАБА, 2007. – 24 с.

5. Мандрус В.І., Лещій Н.П., Звягін В.М. Машинобудівна гідравліка. Задачі та

приклади розрахунків. Львів, «Світ», 1995. –263 с.

6. Машиностроительная гидравлика. Примеры расчетов /В.В. Вакина, И.Д.

Денисенко, А.Л. Столяров. –К.: «Вища школа», 1987. –208 с.

7. Савин И.Ф. Гидравлический привод строительных машин. –М.:

«Стройиздат», 1974. –239 с.

8. Справочное пособие по гидравлике, гидромашинам и гидроприводам. Под ред. Б.Б. Некрасова. Минск, «Вышэйная школа», 1985. –323

22

Додаток А

(довідковий)

_{Таблиця А.1 – Технічні характеристики насосів для об`ємних гідроприводів}

Тип насоса	Тиск (номіналь- ний/макси- мальний), МПа	Робочий об`єм, см3	Частота обертання (номінальна/ максимальна), хв-1	ККД об`ємний/ загальний	Подача, л/с
Шестеренні насоси
НШ10Е	10/14	10	1500/2200	0,92/0,82	0,23
НШ32У	10/14	31,7	1500/1920	0,92/0,82	0,73
НШ46У	10/14	45,7	1500/1920	0,92/0,83	1,05
НШ10Е–2	14/17,5	10	1920/3000	0,92/0,82	0,29
НШ32У–2	14/17,5	32	1920/2400	0,92/0,82	0,94
НШ50У–2	14/17,5	49,1	1920/2400	0,92/0,83	1,45
НШ67–2	14/17,5	69	1500/1920	0,92/0,85	1,59
НШ100–2	14/17,5	98,8	1500/2000	0,94/0,85	2,32
НШ10–3	16/20	10	2400/3000	0,92/0,82	0,37
НШ32У–3	16/20	31,7	1920/2400	0,92/0,82	0,93
НШ50А–3	16/20	48,8	1920/2400	0,95/0,86	1,48
НШ71А–3	16/20	69,7	1500/1920	0,96/0,86	1,67
НШ100А–8	16/20	98,8	1500/1920	0,96/0,86	2,37
Аксіально-поршневі насоси нерегульовані
210.12	16/25	11,6	2400/5000	0,965/0,91	0,45
210.16	16/25	28,1	1920/4000	0,965/0,91	0,87
210.20	16/25	54,8	1500/3150	0,95/0,91	1,30
210.25	16/25	107	1200/2500	0,95/0,91	2,03
210.32	16/25	225	960/2000	0,95/0,91	3,43
210.12х	20/32	11,6	2400/5000	0,95/0,91	0,44
210.16х	20/32	28,1	1920/4000	0,95/0,91	0,85
210.20х	20/32	54,8	1500/3150	0,95/0,91	1,30
210.25х	20/32	107	1200/2500	0,95/0,91	2,03
210.32х	20/32	225	960/2000	0,95/0,91	3,43
Аксіально-поршневі насоси регульовані
207.20	20/32	54,8	1500/3150	0,95/0,92	1,30
207.25	20/32	107	1200/2500	0,95/0,92	2,03
207.32	20/32	225	960/2000	0,95/0,92	3,43
223.20	20/32	54,8+54,8	1500/3150	0,95/0,92	2,60
223.25	20/32	107+107	1200/2500	0,93/0,92	4,06

23

_{Таблиця А.2 – Технічні характеристики гідромоторів}

Тип гідро- мотора	Тиск, МПа (номіналь- ний/макси мальний)	Робочий об`єм, см3	Крутний момент, Нм	Частота обертання, хв-1 (номінальна/ максимальна)	ККД об`єм- ний/ загальний	Корисна потужність, кВт
Шестеренні гідромотори
ГМШ10	10/12,5	10	13,5	3780/4800	0,92/0,78	5,3
МНШ46У	10/14	45,7	72,7	1200/1650	0,92/0,78	9,1
ГМШ32	14/16	32	59,6	1500/1920	0,92/0,78	9,4
ГМШ50	14/16	50	92	1500/1920	0,92/0,78	14,4
ГМШ100	14/16	100	130	1500/1900	0,92/0,78	28,3
ГМШ32-3	16/17,5	32	69,8	1500/1920	0,92/0,80	11,0
ГМШ50-3	16/17,5	50	108	1500/1920	0,92/0,80	17,0
ГМШ100-3	16/17,5	100	214	1500/1920	0,92/0,78	33,6
Аксіально-поршневі гідромотори нерегульовані
210.12	16/25	11,6	29	2800/5000	0,96/0,92	8,5
210.16	16/25	28,1	71,5	2240/4000	0,96/0,92	16,8
210.20	16/25	54,8	139	1800/3200	0,95/0,91	26,2
210.25	16/25	107	270	1400/2500	0,95/0,90	39,6
210.32	16/25	225	575	1120/2000	0,95/0,78	67,4
210.12х	20/32	11,6	35,6	2240/5000	0,95/0,92	8,35
210.16х	20/32	28,1	86,2	1800/4000	0,95/0,92	16,2
210.20х	20/32	54,2	168	1400/3150	0,95/0,92	24,6
217.25х	20/32	107	328	1120/2500	0,95/0,92	38,5
210.32х	20/32	225	690	870/2000	0,95/0,92	62,8
310.20	20/32	56	169,4	1500/3000	0,96/0,91	26,6

Таблиця А.3 – Номінальні параметри гідроциліндрів, трубопроводів і гідробаків

Діаметри гідроциліндрів і штоків, мм	10, 12, 14, 16, 18, 20, 22, 25, 28, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 70, 80, 90, 100, 110, 125, 140, 160, 180, 200, 220, 250, 280
Ряд номінальних діаметрів труб, мм	6, 8, 10, 16, 20, 25, 32, 40, 50, 65, 80, 100, 125, 150, 200, 250
Ряд номінальних ємностей гідробаків, л	25, 40, 63, 100, 125, 160, 200, 250, 320, 400, 500, 630, 800, 1000

24

_{Таблиця А.4 – Робочі рідини для об`ємних гідроприводів}

Марка масла	ГОСТ, ТУ	Питома маса при 50 С, кг/м3	Кінематична в`язкість при 50 С, мм2/с	Температурний інтервал застосування	Умови застосування
Основні сорти
ВМГ3	ТУ-38-1-01-479-79	860	10	-40…+65	При плюсових та мінусових температурах у відповідальних випадках.
МГ-20	ТУ-38-1-01-50-79	885	20	-10…+80	В закритих приміщеннях
МГ-30	ТУ-38-1-01-50-79	980	30	+5…+80	На відкритому повітрі при плюсових температурах
Замінювачі
АМГ-10	ГОСТ 6794-75	950	10	-45…+60	При плюсових та мінусових температурах у відповідальних випадках.
ИС-20	ГОСТ 20799-75	900	20	+5…+30	При плюсових температурах в закритих приміщеннях.
ИС-30	ГОСТ 20799-75	916	30	+5…+80	При плюсових температурах на відкритому повітрі.

₂₅

Таблиця А.5 – Параметри поршневих гідроциліндрів загального призначення двобічної дії з однобічним штоком на р_ном = 25 и 32 МПа по ОСТ 22–1417–79

D	d при ϕ		Ход поршня L
	1,6	2
100	63	70	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-
110	70	80	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-
125	80	90	-	400	-	500	-	-	-	-	1000	-	1250
140	90	100	-	-	-	-	-	630	-	-	1000	1250	1400
160	100	110	-	-	-	-	-	-	-	-	1250	1400	-
180	110	125	-	-	-	-	-	-	-	-	1400	-	1800

в міліметрах

26

Таблиця А.6 – Параметри поршневих гідроциліндрів загального призначення двобічної дії з однобічним штоком на р_ном = 10 и 16 МПа по ОСТ 22–1417–79

D	d при ϕ		Хід поршню L
	1,25	1,6
40	18	25	80	-	100	110	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-	400	-	-
50	22	32	100	-	125	-	-	-	-	-	-	-	320	-	400	-	500	-	630
63	28	40	125	140	160	180	-	-	250	280	-	360	-	-	-	-	-	-	-
80	36	50	160	-	200	220	250	280	320	-	400	450	500	560	630	710	800	900	1000
100	45	63	200	-	250	-	320	360	400	-	500	560	630	710	800	900	1000	1120
110	50	70	-	250	280	-	360	400	-	-	-	630	-	800	-	1000	-	-
125	56	80	250	280	320	360	400	450	500	560	630	710	800	-	1000	-	1250	1400
140	63	90	280	320	-	400	-	500	560	630	-	800	900	1000	1120	1250	1400	-
160	70	100	320	360	400	-	500	-	630	-	800	-	1000	1120	1250	1400	1600	-
180	80	110	-	-	-	500	560	630	710	800	-	1000	-	1250	-	-	-	-
200	90	125	-	-	500	-	630	710	800	-	1000	1120	-	1400	1600	-	-	-
220	100	140	-	-	-	630	710	-	-	-	-	-	1400	-	-	-	-	-
250	110	160	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-	2000	2240	-	-
Примітка - ϕ – відношення площі поршневої порожнини до площі штокової порожнини

в міліметрах

_{Таблиця А.7 – Моноблочні гідророзподільники Р75}

Тип	Витрата масла, л/хв		Тиск, МПа		Кількість
	номінальна	максимальна	номінальни й	максимальн ий	золотників	позицій
Р75-В2А	40…50	75	10	13	2	4
Р75-П2А	40…50	75	7	10	2	3
Р75-В3А	40…50	75	10	14	3	4
Р75-П3А	40…50	75	7	10	3	3
Р150-В3	100	150	10	13	3	4

_{Таблиця А.8 – Золотникові гідророзподільники типу Р}

Параметри	Типорозміри
	Р 102	Р 203	Р 323	Р 503	Р 803
Умовний прохід, мм	10	20	32	50	80
Номінальний тиск, МПа	20	32	32	32	32
Витрата робочої рідини, л/хв	40	160	400	800	2000
Втрати тиску, МПа	0,2	0,32	0,32	0,32	0,32
Габаритні розміри, мм ширина довжина висота
	70 191-327 92-182	114 260-380 130-330	197 375-535 175-418	353 490-550 213-303	460 745-820 310-400
Маса, кг	3,4-9,2	10,0-22,8	41,6-66,0	72	240

_{Таблиця А.9 – Секційні гідророзподільники типу Р по ОСТ 22–829–74}

Параметри	Тип
	Р-16	Р-20	Р-25	Р-32
Витрата масла, л/хв: номінальна максимальна	63	100	160	250
	80	125	200	320
Тиск, МПа: номінальний максимальний	16	16	16	16
	17,5	17,5	17,5	17,5
Втрати тиску при робочий позиції золотника для прямого і зворотного потоку, МПа	0,65	0,65	0,65	0,65
Максимальна кількість робочих секцій	8	8	7	6

27

_{Таблиця А.10 – Зворотні клапани}

Параметри	Тип
	Г51-21	Г51-22	ПГ51-22	Г51-23	Г51-24	ПГ51-24	Г51-25	Г51-26	Г51-27
Витрата масла, л/хв	8	18	18	35	70	70	140	280	560
Втрати тиску при номінальної витраті, МПа	не більше 2

_{Таблиця А.11 – Зворотні клапани типу 61}

Параметри	61100	61200	61300	61400
Умовний прохід, мм	16	20	25	32
Номінальна витрата, л/хв	63	100	160	250
Втрати тиску, МПа	0,05	0,05	0,05	0,05
Маса, кг	0,52	0,92	1,83	2,31

_{Таблиця А.12 – Запобіжні клапани}

Тип	л/хв	Тип	л/хв	Тип	л/хв
БГ52-13	5…35	БГ52-15А	10…100	БГ52-16	30…280
2БГ52-13	5…35	2БГ52-15А	10…100	БГ52-17А	40…400
БГ52-14	5…70	БГ52-15	15…140	БГ52-17	50…550
2БГ52-14	5…70	2БГ52-15	15…140

_{Таблиця А.13 – Регулятор потоку}

Параметри	ПГ55-22	ПГ55-24	ПГ55-25
Умовний прохід, мм	10	20	32
Номінальний тиск, МПа	20	20	20
Перепад тиску, МПа	0,15	0,15	0,15
Витрата робочої рідини, л/хв	20	80	160
Маса, кг	3,7	7,4	12,0

28

_{Таблиця А.14 – Гідродроселі регульовані типу ДР}

Параметри	ДР-12 ДР-С12	ДР-20 ДР-С20	ДР-32 ДР-С32
Умовний прохід, мм	12	20	32
Витрата, л/мин номінальна максимальна	25 40	63 100	160 250
Тиск, МПа номінальний максимальний	32 35	32 35	32 35
Втрати тиску, МПа	0,2	0,2	0,2
Маса, кг	3,5	4,6	6,9

_{Таблиця А.15 – Дроселі зі зворотним клапаном типу 62}

Параметр	62600	62700	62800	62900
Умовний прохід, мм	16	20	25	32
Номінальна витрата робочої рідини, л/хв	63	100	160	250
Тиск, МПа номінальний максимальний	32 35	32 35	32 35	32 35
Втрати тиску при номінальної витраті, МПа через зворотний клапан через дросель	0,08 0,1	0,06 0,15	0,08 0,2	0,06 0,3
Маса, кг	1,1	1,9	3,2	4,1

_{Таблиця А.16 – Роздільники потоку типа КД}

Параметри	КД-12/200	КД-20/200	КД-32/200
Умовний прохід, мм	12	20	32
Номінальний тиск, МПа	20	20	20
Втрати тиску, МПа	1/0,8	1/0,8	1/0,8
Діапазон витрат, л/хв при настройці: перша друга третя	16-25 10-16 4-10	55-70 40-55 25-40	130-160 100-130 70-100

29

_{Таблиця А.17 – Гідрозамки однобічні}

Параметри	541.08	541.12
Умовний прохід, мм	8	12
Витрата робочої рідини, л/хв номінальна максимальна	16 25	63 125
Тиск, МПа номінальний максимальний	25 32	25 32

_{Таблиця А.18 – Фільтри для об`ємних гідроприводів}

Позначення	Тонкість очищення, мкм	Номінальна пропускна здібність, л/хв	Номінальний тиск, МПа	Тип приєднання
1	2	3	4	5
1.1.25-10	10	63	0,63	Різьбове
1.1.25-25	25	63
1.1.32-25	25	100
1.1.32-40	40	100	0,63	Різьбове
1.1.40-10	10	160
1.1.40-25	25	160
1.1.40-40	40	200
1.1.50-25	25	250
1.1.63-40	40	400		Фланцеве
1.1.25-25/16	25	63	1,6	Різьбове
1.1.32-25/16	25	100
Примітка. Фільтри призначені для установки на зливної гідролінії.

_{Таблиця А.19 – Теплообмінники}

Параметри	КМ6-СК-1	КМ6-СК-2
Тепловій потік, що відводиться, Вт	18 600	37 200
Витрата робочої рідини, л/хв номінальна максимальна	320 450	450 650
Перепад тиску, МПа	0,3	0,3
Найбільший тиск, МПа	1,2	1,2
Площа, м2 поверхні, що передає тепло для повітря живого перетину для повітря серед трубами для теплоносія в трубі	23,7 0,103 0,001478	52 0,362 0,002226
Маса, кг	77,3	177,6

30

МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ

ДОНБАСЬКА НАЦІОНАЛЬНА АКАДЕМІЯ БУДІВНИЦТВА І АРХІТЕКТУРИ Кафедра “Підйомно-транспортні, будівельні, дорожні машини і обладнання”