8. Расчет энергетических показателей гидропривода

Мощность потока рабочей жидкости на выходе (мощность насоса) - N_н.вых (кВт)

N_н.вых = P_н * Q_н /60, (58)

где P_н - давление после насоса, МПа (формула 57);

Q_н - производительность насоса, л/мин.

Мощность на валу насоса - N_н.вх(кВт)

N_н.вх = N_н.вых /η_н, (59)

где η_н - общий КПД насоса, равный [2]: 0,67-0,85 - для радиальных роторно-поршневых; 0,8-0,9 - для аксиальных роторно-поршневых; 0,5-0,7 - для шестеренных; 0,55-0,75 - для пластинчатых насосов.

Необходимая мощность приводного двигателя - N_д (кВт)

N_д =1,25 N_н.вх / η_п, (60)

где η_п - КПД передачи: для муфты η_п =1,0; для зубчатой передачи η_п =0,94-0,96.

Активная мощность потребляемая приводным двигателем - N_д.вх(кВт):

N_д.вх = N_н.вх / η_п η_д, (61)

где η_д - КПД двигателя. Для асинхронных электродвигателей η_д =0,75-0,86; для синхронных η_д =0,90-0,96.

9. Конструктивные расчеты гиродвигателей

Здесь рассмотрены вопросы определения основных геометрических размеров гидродвигателей - гидроцилиндров и моментных гидроцилиндров. Расчеты выполняются из условий прочности с учетом силовых воздействий на детали и узлы.

Для гидроцилиндров диаметры штоков и поршней определяются по формулам (8, 13, 14) и (15) .

Длина внутренней полости силового (не телескопического) гидроцилиндра

L=ℓ+В, (62)

где ℓ - заданная длина хода выходного звена;

В - высота поршня или плунжера. Для дисковых гидроцилиндров.

В = (0,8-1,0)D. Для плунжеров и золотников В=(3-4)D;

D - диаметр поршня и плунжера.

Толщина стенки гидроцилиндра - t(м)

t_с =n p_вх *D/2[σ_p], (63)

где p_вх - давление на входе в гидроцилиндр, МПа;

[σ_p],- допускаемое напряжение равное 160 МПа - для стали;

Д- внутренний диаметр гидроцилиндра, и;

n - запас прочности, n=1,2.

Величина t_с рассчитанная по (63) является минимально допустимой. При конструировании толщина стенки может оказаться значительно больше из-за необходимости крепления штуцеров, кре­пежных лап и узлов соединения с донышками. Это замечание отно­сился и к донышкам цилиндров, в которых размещаются втулки, уплотнительные манжеты и сальники.

Минимально - допустимая толщина плоского, донышка - t_д (м)

t_д =n*0,405D√ p_вх /[σ_p] (64)

Минимально-допустимая толщина сферического донышка

t_д =npD/4[σ_p] (65)

Для моментных гидроцилиндров диаметр поворотного вала находится из условия прочности

[τ]_кр≤м/w, (66)

где М - заданный крутящий момент, Н*м;

W- момент сопротивления сечения вала, м³.

С учетом того, что W= 0,1 d³ из (66) получим, что минимально-допустимый диаметр вала d(м) будет равен

_{d≥n ,м} (67)

где n - запас прочности равный 1,10; М/0,1[τ]_кр

[τ]_кр - допускаемое напряжение кручения, MПа. Его принимают равным [τ]_кр= 0,5[σ]_р.(Для сталей [σ]_р можно принимать по таблице 7)

Для двух кратного поворотного цикла диаметр ступицы (из условий прочности):

(68)

Далее из формулы крутящего момента

М=∆рFh, (69)

где ∆р - разность давлений, ∆р =(p_н-0,5),МПа ; p_н - давление насоса, МПа находится площадь (F) и размеры поворотной лопатки. С учетом того, что плечо приложения силы (h) давления на лопатку относительно вала h=(D+d)/4, а её площадь F = (D-d)в/2, получим, что ширина лопатки (в):

В=8М/∆р(D²-d²)η_м, (70)

Здесь: М-Н*м; ∆р -Па; D и d - м; η_м=0,8; в - м.

В последнем выражении (69) обычно неизвестными являются две величины (“в” и “D”); поэтому одной из них необходимо задаться из конструктивных соображений, чтобы получилось в ≈ D/4 а другую найти из (69).

Толщина поворотной лопатки (δ), работающей на изгиб, так же рассчитывается из условия прочности. Используя формулы [σ]_р ≤М/W - где P - сила давления на лопатку; получаем формулу для расчета минимально-допустимой толщины поворотной лопатки - δ(м) при Р_вх - Па; [σ]_р -Па; Д и d - м:

δ=n√3∆р(Д-d)²/4[σ]_р , (71)

где n - запас прочности, n = 1,2.

Толщина стенки корпуса моментного гидроцилиндра определяется по формуле (63) и толщина боковых стенок - по (64).