4.2 Расчёт толщины стенки трубы

Необходимая расчётная толщина стенки нагнетательной гидролинии

δ_р = δ ₁ + δ _2.

где δ ₁ – часть толщины, обеспечивающая достаточную прочность;

δ ₂ – часть толщины, обеспечивающая достаточную (необходимую) долговечность трубы.

,

σ_доп – допустимое напряжение, равное 40 % от временного сопротивлению разрыву.

_в = 350-420 МПа.

Р_р = 1,25Р =1,25*6,3=7,875 МПа.

δ ₂ – принять равным 1 мм, пологая, что скорость коррозии рана 0,2 мм/год, а срок службы установки 5 лет.

По ГОСТ 8734-78 δ _р=2 мм.

Окончательно выбираем для нагнетательной гидролинии d=6мм; d_н=10мм; δ=2 мм; для всасывающей гидролинии d=10мм; d_н=14мм; δ=2 мм; для сливной гидролинии d=6мм; d_н=10мм; δ=2 мм .

4.3 Потери давления в гидролиниях по длине

Для определения сопротивления общего участка гидросети и для построения линии пьезометрического напора потери давления рекомендуется считать при расходе, соответствующему номинальной подаче насоса.

Скорость жидкости во всасывающей гидролинии:

Потери давления по длине во всасывающем участке гидролинии:

где λ – коэффициент Дарси, зависит от числа Рейнольдса

.

Скорость жидкости в нагнетательной гидролинии:

Потери давления по длине в нагнетательном участке гидролинии:

.

Скорость жидкости в сливной гидролинии:

Потери давления по длине в сливном участке гидролинии:

.

Суммарные потери по длине:

.

4.4 Потери давления в местных сопротивлениях

Потери давления в коленах, тройниках и т.п. принимаем равными 0,25*ΣΔР_дл=88145 Па.

Для гидроаппаратов потери рекомендуется вычислять исходя из условия автомодельности режима движения жидкости в аппарате:

,

где ΔР_ном – номинальное значение перепада давления при номинальном расходе Q_ном.

Вычисляем потери для принятого фильтра во всасывающей гидролинии:

Вычисляем потери для принятого фильтра в сливной гидролинии:

.

Вычисляем потери для принятого обратного клапана в нагнетательной гидролинии:

.

Вычисляем потери для принятого обратного клапана в сливной гидролинии:

.

Вычисляем потери для принятого распределителя:

.

Определяем суммарные потери в местных сопротивлений:

.

4.5 Полные потери давления при расчётном расходе

.

5 Линия абсолютного давления в гидроприводе

Строим линию абсолютного давления в гидроприводе при закрывании задвижки. Построения выполним по результатам расчётов, приведенных в пунктах 2.1, 4.3, 4.4.

Глубиной погружения насоса можно пренебречь.

Линия абсолютного давления представлена на рисунке 2.

6 Сила давления на колено трубы

Определим составляющую R_x, R_z и равнодействующую R сил давлений рабочей жидкости на колено трубы с закруглением 90º в месте max давления:

7 Давление срабатывания клапана

Выбираем из условия, что это давление должно быть большим на 25% max расчётного в месте установим клапан на, то есть:

Р_ср= Р_н*1,25 = 6,3 *1,25 = 7,876 МПа

8 Рабочие режимы насоса

Рабочие режимы насоса при закрывании и открывании задвижки определяются точками пересечения характеристик насоса Р_н=f(Q) и гидросети Р_с=f(Q). Однако параллельное разветвление гидролиний здесь отсутствует.

Р_н=f(Q) насоса строится по 2 точкам с координатами Q_н.т,0 и Q_н.ном,Р_ном, где Q_н.т – теоретическая подача насоса, Q_н.ном – номинальное значение подачи насоса и Р_ном – номинальное значение давления насоса.

Характеристика гидросети:

при открывании задвижки: ,

при закрывании задвижки: .

- давление гидроцилиндра при открывании задвижки.

- давление гидроцилиндра при закрывании задвижки.

Составим таблицу, в которой приведем все, необходимые для построения, значения.

Таблица 7. Значения для построения зависимости Р_с=f(Q)

	1	2	3	4	5	6	7	8
Q,л/мин	0	2	4	6	8	10	12	14
а		0,0000094	0,0000024	0,0000010	0,0000006	0,0000004	0,0000003	0,0000002
Ро, МПа	6,7	7,0333639	7,033363914	7,03336391	7,033363914	7,033363914	7,033363914	7,033363914
Рз, МПа	6,44	6,7733639	6,773363914	6,77336391	6,773363914	6,773363914	6,773363914	6,773363914

Рабочие режимы представлены на рисунке 3.

Причем т.А соответствует рабочему режиму открывания задвижки, а т.В – закрыванию.