Потери давления в гидроаппаратах и гадросистеме

При номинальном расходе и вязкости жидкости, равной 20 сСт, потери давления (∆pн) в гидроаппаратах (золотниках, клапанах, дросселях, фильтрах и т.д.) принимаются по их паспортным данным (табл. 6.25…6.29). В случае отклонения фактического расхода (Q) от номинального (Q_н), а также вязкости жидкости потери давления в гидроаппарате (∆p, МПа) пересчитываются по формуле:

(∆p = Δp_н · (Q/Q_н)² ·υ/υ_н, (6.43)

где υ - фактическая вязкость, определенная по формуле (6.2),

υ_н - вязкость, указанная в технической характеристике аппарата.

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

∆pга= ∆pi, (6.44)

где k - количество последовательно включенных гидроаппаратов во всей магистрали.

Потери давления в гидросистеме

Суммарные потери давления в гидросистеме (∆pс; МПа) слагаются из суммарных потерь давления в трубопроводе(∆pт) и гидроаппаратах (∆pга):

∆pс=∆pт+∆pга. (6.45)

РАСЧЕТ УСИЛИЙ ДАВЛЕНИЯ НА ВХОДЕ ВГИДРОЦИЛИНДР И ГИДРОМОТОР

Расчет необходимого давления на входе в гидроцилиндр

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

F_п=F+ Т_тр+ Т_пр+ Т_дин, (6.46)

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

(подпором) в сливной линии, Н.

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_м+Т_к (6.47)

Сила трения в манжетах V-образного профиля

Т_м=ƒ_мπ d_шl_мр_p (6.48)

Сила трения поршневых колец о цилиндр (н):

Тк= ƒ_мπD∙ℓк(i∙рк+рp), (6.49)

где ƒ_м и ƒ_к - коэффициенты трения манжет и уплотнительных поршневых колец; fм≈fк≈0,15;

d_ши D – диаметры штока и цилиндра, м;

lми lкширина манжеты и кольца, м. При dш=15-90 мм lмможно ориентировочно принимать равным 5-20мм. Для D= 40...300 мм lк≈3,2-8 мм;

р_p – рабочее давление жидкости, Па;

i – число поршневых колец, i=2-4 ;

рк– удельное давление чугунного кольца на цилиндр, р_к=2 10⁵…5 10⁵Па.

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=р_прπ(D2-dш2)/4, (6.50)

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

р_пр=3*105+4G/πD2, (6.51)

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

G=M_п · g (6.52)

где M_п-масса подвижных частей (гидроцилиндр и частей механизма, приводимых в движение, кг); g=9.81м/с²

Масса M_п находится по формуле:

(6.53)

где l – высота поршня, м (l=D)

l_ш – длина штока, м (l_ш=1,25*l_п, l_п – задний ход поршня;

D, d_ш– диаметры поршня и штока, м;

= 7800 кг/м³ – плотность стали;

К_п – коэффициент, учитывающий массу пуансона относительно поршня и штока; ориентировочно можно принять =5…10.

Динамическая сила (инерции)

Сила инерции (Т_дин, Н) возникает при разгоне и торможении подвижных частей (поршень, шток, пуансон и т.д.):

Т_дин=М_п*∆υ/ ∆t, (6.54)

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

∆t - время разгона или торможения, с.

С учетом (48), необходимое давление на входе в гидроцилиндр, МПа:

р_вх=4F_п/πD2*106. (6.55)