Рукава (шланги) для гидросистем [7]

Рабочее давление МПа	Диаметр, мм		Рабочее давление МПа внутренний	Диаметр, мм
	внутренний	наружный		внутренний	наружный
1	2	3	4	5	6
Рукава резиновые высокого давления с металлическими оплетками длиной до 2200 мм
20,0	4	14,5	21,5	10	23
30,0	4	17,0	13,5	12	22;5
19,0	6	16,5	21,0	12	25
28,0	6	19,0	10,5	14	24,5
16,5	8	18	17,5	14	27
25,0	8	21	9,0	16	27,5
14,0	10	20,5	13,5	16	27,5
Рукава резиновые высокого давления с оплеткой из проволоки повышенной прочности
16,5	16	29	14,0	27	48
15,5	18	32	12,0	32	53
15,0	20	34	10,5	28	60
15,0	25	46
Рукава гибкие из профилированной стальной ленты (РГС, СРГС)
15,0	6	10,4	22,0	25	37,4
25,0	8	13	22,0	32	47,9
40,0	10	18,2	22,0	40	55,9
6,0	12	17	4,0	50	64
25,0	12	18,7	3,0	70	86,1
30,0	14	23,7	1,5	100	116,5
5,0	16	23,5	1,5	125	141,6
15,0	16	25,5	1,5	150	170,6
25,0	20	31,3	10,0	40	53,9
4,5	25	32,6	10,0	20	29,3

6. РАСЧЕТ ПОТЕРЬ ДАВЛЕНИЯ В ГИДРОСИСТЕМЕ

Расчет потерь давления выполняется с целью подтверждения предварительно принятого давления насоса и определения величины давления настройки клапана. От последнего зависит соблюдение заданных силовых характеристик гидродвигателей (усилия но штоке -для гидроцилиндров, моментов на валу - у гидромоторов и моментных гидроцилиндров).

Потери давления возникают при движении жидкости в трубопро­водах и в гидроаппаратах.

6.1. Расчет потерь давления в трубопроводах

Для их определения из общей схемы гидропривода выделяется главная, наиболее протяженная линия, которая на разных участках может иметь различные расходы жидкости и соответственно различные внутренние диаметры. Эту линию удобнее изобразить отдельно с указанием Q, l, d каждого участка и размещением не ней ее гидроаппаратов и всех поворотов (колен).

В случае необходимости рассматривается и другая линия (ветвь) гидросистемы.

Для каждого участка рассматриваемой линии определяется факти-ческая скорость движения жидкости (υ) с учетом ранее определенного расхода (Q_i) и принятого стандартного диаметра трубопровода (d_i)

υ =21,2 Q/ d², (36)

где Q - л/мин; d - мм; υ - м/с.

Затем определяется число Рейнольдса на каждом (i-том) участке (ν-вяз-кость, найденная по формуле (6) в сСт; d - в мм)

Rе = 10³ υ d / ν. (37)

а) Потери давления на каждом прямолинейном участке (∆р;Па) дли-ной l(м):

∆р_i =500 λl υ² ρ/d, (38)

где ρ - плотность рабочей жидкости, кг/м³;

l, d – длина участка (м) и его диаметр (мм);

λ - коэффициент гидравлического сопротивления участка трубопровода, определяемый по формулам:

λ =75/ Rе - при Rе ≤2320 (ламинарный режим) (39)

λ =2,7/ Rе ^0,53- при Rе =2321…13800(турбулентный режим) (40)

λ =0,11(∆э/d+68/ Rе)^0,25- при Rе >13800(турбулентный режим) (41)

В формуле (41) ∆э - эквивалентная шероховатость внутренней поверхности труб. Ее величина может быть принята равной (∆э, в мм) [2]:

- новые тянутые трубы из стекла и цветных металлов-0,002 мм

- новые стальные бесшовные трубы - 0,02 мм;

- стальные трубы после нескольких лет эксплуатации - 0,3 мм

- стальные трубы после длительной эксплуатации - 0,5-2 мм;

- новые чугунные трубы - 0,2-0,5 мм;

- чугунные, бывшие в эксплуатации - 0,5-1,5 мм;

- рукава и шланги резиновые - 0,03 мм

б) Потери давления на всех прямолинейных участках трубопро­вода - Δp_l (Па):

Δp_l = ∆ р_i, Па (42)

где n - количество последовательных участков с разными диа­метрами и расходами.

в) Потери давления в местных сопротивлениях каждого участка трубопровода - ∆p_мi (Па):

∆p_мi =0,5ρ υ² ξ (43)

где m - количество местных сопротивлений на i -том участке трубопровода;

– сумма коэффициентов местных сопротивлений на рассматриваемом участке.

Коэффициент местных сопротивлений принимаются:

Вход жидкости из полости в трубопровод ξ_вх=0,5;

Выход из трубы в полость ξ_вых=1,0;

Поворот трубопровода угловой ξ_к=1,1;

Поворот трубопровода плавный ξ_пов=0,25.

в) Потери давления во всех местных иях трубопро­вода (кроме гидроаппаратуры) - ∆p_м (Па):

∆p_м =∑∆p_мi (44)

г) Суммарные потери давления в трубопроводе -∆p_т (МПа):

∆p_т =(∆p_l +∆p_м)10^-6. (45)

6.2. Потери давления в гидроаппаратах

При номинальном расходе и вязкости жидкости, равной 20 сСт, потери давления (∆p_н) в гидроаппаратах (золотниках, клапанах, дросселях, фильтрах и т.д.) принимаются по их паспортным данным (табл. 13, 14, 15). В случае отклонения фактического расхода ( Q ) от номинального ( Qн ) потери давления в гидроаппарате могут быть пересчитаны по формуле (∆p_i, в МПа):

(46)

Суммарные потери давления (∆p_га; МПа) во всех гидроаппаратах

∆p_га = ∆p_{i ,} (47)

где К - количество последовательно включенных гидроаппаратов.

6.3. Потери давления в гидросистеме

Суммарные потери давления в гидросистеме (∆p_с; МПа) слагаются из суммарных потерь давления в трубопроводе (∆p_т) и гидроаппаратах (∆p_га):

∆p_с =∆p_т +∆p_га. (48)

7. РАСЧЕТ НЕОБХОДИМОГО ДАВЛЕНИЯ НА ВХОДЕ В

ГИДРОДВИГАТЕЛЬ

7.1. Расчет необходимого давления на входе в гидроцилиндр

Для обеспечения заданного усилия на конце штока (R) сила давления рабочей жидкости на поршне гидроцилиндра (R_п) должна составлять (Н):

R_п =R+ Т_тр+ Т_пр+ Т_дин, (47)

где Т_тр- сила трения в конструктивных элементах (в основном в уплотнениях, н;

Т_дин - динамическая сила (инерции), н;

Т_пр - сила противодавления, обусловленная давлением жидкости в сливной линии, н.

7.1.1. Сила трения в манжетах и уплотнительных кольцах

Величина этой силы (Т_тр) зависит от типа уплотнения (ман­жеты, кольца, сальники) и площади контакта уплотнения. Суммарная сила трения (Т_тр) слагается из силы трения штока в манжетах (Т_м) и силы трения колец поршня о гидроцилиндр (Т_к):

Т_тр = Т_мн + Т_к (48)

Сила трения в манжетах V-образного профиля

; Т_мн =ƒмπ d_ш l_м P_p (49)

Сила трения поршневых колец о цилиндр (н):

Т_к = ƒкπDּℓ_к (iּP_к+P_p), (50)

где ƒм и ƒк - коэффициенты трения манжет и уплотнительных поршневых колец; f_м≈f_к≈0,15;

d_ш и Д диаметры штока и цилиндра, м;

l_м и l_к ширина манжеты и кольца, м. При d_ш =15-90 мм l_м можно ориентировочно принимать равным 5-20мм. Для Д= 40... 300 мм l_к≈3,2-8 мм;

P_p рабочее давление жидкости, Па;

i число поршневых колец, i=2-4 ;

P_к удельное давление чугунного кольца на цилиндр, P_к=2 10⁵…5 10⁵ Па.

7.1.2. Сила противодавления

Сила противодавления (Т_пр) возникает из-за наличия давле­ния в сливном тракте гидродвигателя, которое создается искусст­венно, обычно путем дросселирования, для получения более равно­мерной скорости штока и предупреждения попадания воздуха на участке гидроцилиндр-распределитель.

Т_пр = P_прπ(Д²-d_ш²)/4, (51)

где P_пр- величина противодавления (Па), определяемая по формуле вертикальных гидроцилиндров:

P_пр=3*10⁵+4G/π Д², (52)

где G - вес подвижных частей (поршень, шток, пуансон и т.д.), н.

7.1.3. Динамическая сила (инерции)

Сила инерции возникает при разгоне и торможении подвижных частей (поршень, шток, пуансон и т.д.); н

Т_дин = М_п*∆ν/ ∆t, (53)

где ∆ν - изменение скорости штока, м/с. Ее можно в общем случае принимать скорости прямого хода;

∆t - время разгона или торможения, с;

М_п - масса подвижных частей гидроцилиндра, кг.

Необходимое давление на входе в гидроцилиндр, МПа

P_вх =4 R_п / π Д²*10⁶ . (54)

7.2. Расчет необходимого давления на входе в гидромотор и моментный гидроцилиндр

а) В случае применения нерегулируемого насоса, т.е. когда Qн =const, давление на входе (P_вх, МПа) для обеспечения, заданных М и ω определяется по формуле:

P_вх =0,3+6ּ10^-2 Мω/Qнη_одη_мд, (55)

где М - момент на валу, Н*м (см.формулу 23);

ω - угловая скорость, 1/с (ω = πnд/30);

η_д - скорость вращения гидромотора, об/мин;

Qн - производительность выбранного насоса, л/мин;

η_од- объемный KПД гидромотора (тапл.8) или моментного гидроцилиндра (см.формулу 24);

η_мд - механический КГД гидродвигателя равный 0,85-0,95.

б) В случае применения регулируемого нacoca P_вх (МПа) бу­дет равно

P_вх =0,3+6ּ10^-2Мω/Q_д, (56)

где Q_д - действительный расход жидкости гидродвигателем, опре­деляемый по формулам (26 или 27).

Давление после насоса (P_н, МПа), на которое должен быть настроен гидроаппарат управления (переливной, редукционный или предохранительный клапаны):

P_н = P_вх +∆ P_с, (57)

где ∆ P_с и P_вх - определяются по (46) и (54, 55или 56).