Определение расхода жидкости

Расчетный расход жидкости, подаваемой в поршневую полость гидромотора с учетом объемных потерь в системе, характеризуемых объемным КПД ( 0,95), составляет:

.

Расчетный расход гидролинии слива равен расходу жидкости, подаваемой в поршневую полость: .

Определение проходных сечений трубопроводов

Площадь проходных сечений трубопроводов S_H определяется по расходу и допустимой скорости движения рабочей жидкости υ _H.

Определим площадь сечения трубопровода с учетом объемного КПД гидроцилиндра:

, (3.16)

где – допустимая скорость движения рабочей жидкости в линии нагнетания;

.

Подставим значения в выражение (3.16):

.

Тогда диаметр линии нагнетания :

. (3.17)

Подставим значения в выражение (3.17):

.

Вычисленное значения диаметра округляют до нормального значения, выбираемого из ряда: 16 мм, толщина стенки 4 мм.

Диаметр линии слива .

Округляем до нормального значения и определяем толщину стенки: принимаем d_c = 16 мм, толщина стенки равна 4 мм.

На линии всасывания диаметр принимают равным : .

Толщина стенки трубопровода определяется по величине давления

и допускаемому напряжению [ _р]:

, (3.18)

где -давление на рабочую полость гидромотора.

, (3.19)

где с=1320 м/с – скорость распространения ударной волны,

υ₁= 7 м/с при р>5 МПа – скорость движения жидкости в напорном трубопроводе;

ρ=900 кг/м²– плотность рабочей жидкости.

Подставим значения в выражение (3.19):

.

– допуск на обработку;

- допускаемое напряжение растяжения;

Подставив значения в выражение (3.18), получим:

= .

Округляем =6,3 мм.

Проверка трубопровода на гидроудар

Труба гидролинии нагнетания проверяется на повышенное давление при гидравлическом ударе, возникающий в момент переключения золотника.

Расчет ударного давления по формуле Жуковского Н.Е.:

, (3.20)

где – расчетное рабочее давление;

- повышенное давление.

, (3.21)

В качестве рабочей жидкости используется масло Mobil DTE25, плотность которого составляет = 900 кг/м³; кинематическая вязкость ν =35мм²/с; начальная скорость жидкости в трубе рассчитывается по формуле:

, (3.22)

Подставим значения в выражение (3.22):

.

Подставим значения в выражение (3.21):

.

Подставив значения в выражение (3.20), получим:

.

Толщину стенки трубы находим по формуле:

, (3.23)

где - допустимое напряжение растяжения;

.

, значит труба нагнетания выдержит давление.

Выбор типа насоса

Производительность насоса должна превышать расчетный расход в системе на величину утечек ΔQ:

, (3.24)

Определим ΔQ (зависит от степени герметичности элементов системы, вязкости и давления рабочей жидкости):

, (3.25)

где К_у = 0,005см³/(с∙МПа) - среднее значение расчетного коэффициента утечек;

р_раб = 33.3 МПа - расчетное давление.

.

Подставим значения в выражение (3.24):

.

р_H = 25 МПа - рабочее давление насоса

Выберем аксиально-поршневой насос A4VSH:

Q_H =32.6 л/мин;

η=0,91

N=109 т

р_Hmax =40 МПа – максимальное давление

J = 0,03 кг/м² - момент инерции

M_н = 10 кг – масса насоса

Δрабс = 4 бар – утечки в начале работы насоса

Расчёт ёмкости гидробака

Объем гидробака определяется по его 3÷5 минутной производительности.

С учетом запаса по высоте объем бака определяется по формуле:

, (3.26)

Подставив значения в выражение (3.26), получим:

.

Выбор гидроаппаратуры

Выбор типоразмера аппарата осуществляется по расчетным параметрам потока рабочей жидкости (расходу, давлению), пропускаемого через гидроаппаратуру.

1. Дроссель

Тип Z2FS 10 -3X = 376л/мин, Dv= 16мм,

2. Обратный клапан

Тип S-1X

= 188л/мин , Dv= 20мм, перепад давления 0.03МПа,

5. Распределитель

Тип 4-хлинейный 3-хпозиционный с электрогидравлическим управлением WEH 52. Расход 376л/мин, перепад давления 0.04МПа,

6. Распределитель

Тип 2-хлинейный 2-хпозиционный с электрогидравлическим управлением FE16C2X. Расход 179л/мин, перепад давления 0.03МПа,

7. Предохранительный клапан DRHD

Расход 80л/мин, потери давления 0,3МПа,

10. Гидромоторы типа MRE-2100

11. Блок для разгрузки насоса

Тип DBAW30-1X Максимальный расход 600л/мин.

Расчет зубчатой передачи

Общее передаточное число открытой зубчатой передачи:

, (3.27)

где n _ном. = 0,63 об/ мин. - номинальная частота вращения выходного вала мотор-редуктора; n_рм = частота вращения колонны консоли.

Принимаем iч = 6 - передаточное число открытой зубчатой передачи .

Силовые параметры открытой зубчатой передачи

Определяем необходимый крутящий момент на зубчатом колесе при перемещении консоли с грузом по формуле:

, (3.28)

где F – вес груза (крышки) =80 кН; R_{зуб.кол.} – радиус зубчатого колеса 420 мм.

Подставляя значения в выражения (3.28) получим:

.

С учетом выбранного мотор-редуктора определим номинальный крутящий момент на зубчатом колесе при перемещении консоли с грузом по формуле:

, (3.29)

где М_дв = 600 Н·м - номинальный крутящий момент на выходном валу мотор-редуктора (см. таблица 7); i_з = 6 – передаточное число открытой зубчатой передачи; = 0,891 – КПД зубчатой передачи.

Подставляя значения в выражения (3.29) получим:

.

Произведем дальнейший расчет основных параметров зубчатой передачи, представленный в табл. 3.4.

Таблица 3.4 –Основные параметры открытой зубчатой передачи

Наименование параметра	Расчетная формула	Ступень передачи
Межосевое расстояние, мм	A=(d1+d2)/2	490
Модуль зацепления нормальный, мм	mn=(0,02…0,035)  а	7
Модуль зацепления торцовый, мм	mt=mn/Cos	7
Угол наклона зубьев, град	=arcos(zmn/2a)	0
Шаг зацепления нормальный, мм	Pn=mn
Шаг зацепления торцовый, мм	Pt=mе
Число зубьев суммарное	2аCos/mn
Число зубьев шестерни	z1= z/(1+u)	20
Число зубьев колеса	z2=z-z1	120
Передаточное число	u=z2/z1	6
Диаметр делительный колеса, мм	d2=z2mt	840
Диаметр делительный шестерни, мм	d1=z1mt	140
Диаметр впадин колеса, мм	dj2=d2-mn	818
Диаметр впадин шестерни, мм	dj1=d1-mn	126,9
Диаметр вершин колеса, мм	da2=d2+mn	849,5
Диаметр вершин шестерни, мм	da1=d1+mn	158,5
Ширина колеса, мм	b2=aa	65
Ширина шестерни ,мм	b1 =b2+(5…10)	75
Окружная скорость, м/с	=n1d1/601000	0,05
Степень точности зацепления	ГОСТ 1643-72	7