Определение основных параметров гидропривода

2. Определение основных параметров гидропривода

 

2.1 Определение давлений в полостях нагнетания и слива

Применительно к разрабатываемому гидроприводу давление P₁ в поршневой полости определяется по формуле

P₁ = P_H – ΔP_зол – ΔP_Ф – ΔP₁;

а давление P₂ в штоковой полости

P₂ = ΔP_др + ΔP₂ + ΔP_пр + ΔP_зол

где P_H - давление развиваемое насосом, МПа;

ΔP_зол - перепады давлений на гидрораспределителе, МПа;

P₁ и P₂ - перепады давлений в трубопроводах l₁ и l₂, МПа;

ΔP_др - перепад давления на дросселе, МПа;

ΔP_Ф - перепад давления на фильтре, МПа;

ΔP_пр – перепад давления в предохранительном клапане, МПа.

Применительно к данному гидроприводу перепады давлений на золотнике, дросселе и фильтре примем следующим образом

ΔP_зол = 0,2 МПа;

ΔP_др = 0,3 МПа;

ΔP_Ф = 0,1 МПа;

ΔP_пр = 0,15 МПа;

Так как перепады давлений в трубах на первой стадии расчета определить нельзя, то примем предварительно ΔP₁ = ΔP₂ = 0,2 МПа.

P₁ = 1,6 – 0,1 – 0,2– 0,2=1,1 МПа;

P₂ = 0,3 + 0,2 + 0,15 + 0,2=0,85 МПа.

2.2 Определение параметра гидроцилиндра

Определим площади гидроцилиндра F₁ и F₂, используя соотношения

где υ_ПР и υ_ПХ - скорости поршня при рабочем и холостом ходе.

Расход жидкости, поступающий в силовой цилиндр можно определить по формуле

Q = υ _П · F

Считаем, что расход жидкости, поступающий в силовой цилиндр при рабочем и холостом ходе одинаков, то

Q = υ_ПP · F₁ и Q = υ_ПX · F₂

поэтому

Из этого следует, что:

откуда

Следовательно, выражение площади поршня в штоковой полости примет вид:

Диаметр поршня будет равен:

Сила трения T увеличивается с ростом давления жидкости в цилиндре и лежит в диапазоне T = (0,02...0,1)R

Определим диаметр поршня D.

D==0,17 м

Полученный диаметр сравниваем со стандартным рядом: 40, 50, 60, 70, 80, 90, 100, 110. Так как у нас значение превышает 150 мм то повышаем давление Р_н до 3,2 МПа, тогда Р₁=3,2-0,1-0,2-0,2=2,7 МПа

D==0,08 м

Принимаем диаметр цилиндра 80 мм.

d==35 (мм)

Толщину δ стенки гидроцилиндра можно определить по формуле

Допускаемые напряжения на растяжение принимаются равными для стали [σ] = 50…60 МПа (1·10⁶ Н/м²).

=2 мм.

2.3 Определение давлений в полостях силового цилиндра

Обозначим полезные площади силового цилиндра через F₁ и F₂, а давления в этих полостях через P₁ и P₂

,

где D и d - диаметры силового цилиндра и штока поршня.

Уравнение равновесия поршня силового цилиндра, пренебрегая силами инерции, имеет вид

P₁ F₁ = P₂ F₂ + R + T

где T - сила трения, приложенная к поршню.

Определим площади гидроцилиндра F₁ и F₂.

F₁==0.005 м²;

F₂== 0.004 м².

3. Выбор гидронасоса

Определяем расход жидкости, поступающей в левую поршневую полость силового цилиндра,

где υ_ПР - скорость перемещения поршня, м/с.

υ_ПР=

υ_ПР==0,1 м/с;

ΔQ_Ц1=0,1·=9,6 л/мин=0,00016 м³/с.

Подача насоса с учетом утечек рабочей жидкости определится по формуле

Q_H = (Q_Ц1 + ΔQ_Ц)·z + ΔQ_зол

где ΔQ_Ц - утечки жидкости в силовом цилиндре;

ΔQ_зол - утечки в золотнике;

z - число гидроцилиндров.

Утечки в силовом цилиндре ΔQ_Ц и в распределителе ΔQ_зол рассчитываются по формулам:

Принимаем Р^*=6,3 Мпа, ΔQ^*_Ц=0,05 л/мин, ΔQ_зол=0,1 л/мин.

ΔQ_Ц==0,02 л/мин;

ΔQ_зол ==0,04 л/мин.

Q_H = (9,6 + 0,02 )·1 + 0,04=9,66 л/мин.

Рабочий объем насоса

где n - частота вращения ротора насоса, принимаем n=950 мин^-1; η₀ - объемный КПД насоса, принимаем η₀=0,9.

q==0.011 л =11см³.

По рабочему объёму и подаче выбираем насос Г 12-32 АМ

Таблица 3.1 Основные параметры насоса Г 12-32 АМ

Основные параметры	Г12-32 АМ
Рабочий объем q, см3	16
Номинальная подача Q*, л/мин	12
Номинальное давление P*, МПа	6,3
Объемный КПД η0* при P* = 2,5 МПа	0,81
Полный КПД, η	0,7

Действительный объемный КПД можно найти из выражения

η₀==0.76

Вычислив η₀, определяется рабочий объем q, и по нему подбираем насос. После этого уточнятся расход жидкости, сбрасываемый через предохранительный клапан в приемный бак

ΔQ_ПК = qnη₀ – z(Q_Ц1 + ΔQ_Ц) –ΔQ _зол.

ΔQ_ПК = 0.016·950·0.76 – 1·(9.6 + 0.02) –0.04=2 л/мин.