Гидропривод навесного одноковшового экскаватора

  Два блока предохранительных клапанов К2.20.03-010 [5] 

  Таблица 2

  Основные  параметры дросселя с обратным клапаном 62800 [5] 

  Таблица 3

  Техническая характеристика фильтра типа 1.1.64-25, [5]: 

  Таблица 5

  В качестве рабочей жидкости примем ВМГЗ (ТУ 101479-74), [5]: 

  Таблица 6

  3.5 Расчет потерь  давления в гидролиниях

  Потери давления в гидролинии определяют по формуле [1]

  ∆p=∆p_l + ∆p_м, (8)

  где ∆p - потери давления в гидролинии, МПа; ∆p_l - потери давления по длине гидролинии (путевые), МПа; ∆p_м - потери давления в местных сопротивлениях, МПа.

  Потери давления по длине гидролинии (путевые) определяют по формуле [1]

  где l – длина гидролинии, м (для всасывающей l=l_вс , для напорной l=l_нап+l_исп , для сливной l=l_сл+l_исп );∆p_l - потери давления по длине гидролинии (путевые), МПа; λ-коэффициент путевых потерь (коэффициент Дарси); l - длина гидролинии, м; d - внутренний диаметр гидролинии, м; V_жд - действительная скорость движения жидкости в гидролинии, м/с; р-плотность рабочей жидкости, кг/м³.

  Коэффициент путевых потерь зависит от режима движения жидкости, его определяют по формулам, рекомендуемым в гидравлике [1]:

  а) для ламинарного режима (Re < 2320):

  λ = 75/Re;    (10)

  б) для турбулентного режима (Re >2320)

  λ=

  Для всасывающей гидролинии:

  Определяем  число Рейнольдса Re по формуле [1]:

  где V_жд – действительная скорость движения жидкости в гидролинии, м/с;

  d – внутренний диаметр гидролинии, м;

  ν – кинематический коэффициент вязкости рабочей жидкости, м²/с. 

  Так как полученное число Рейнольдса Re = 5355>2320, то движение жидкости во всасывающей гидролинии турбулентное.

  Определяем  коэффициент путевых потерь λ (коэффициент Дарси) для турбулентного режима по формуле:  

  Потери  давления по длине гидролинии ∆p_l , МПа, (путевые) определяются по формуле:  

  Потери  давления в местном сопротивлении  ∆p_м , МПа, определяются по формуле []:

  где ξ – коэффициент местного сопротивления (для разъемной муфты ξ=1) [4].

  Тогда потери давления в гидролинии ∆p сосавят: 

  ∆p=∆p_l + ∆p_м =0,00011+0,00062=0,00073 МПа 

  Для напорной гидролинии:

  Определяем  число Рейнольдса в напорной гидролинии по формуле (12): 

  Так как полученное число Рейнольдса Re = 13550>2320, то движение жидкости в напорной гидролинии турбулентное.

  Определяем  коэффициент путевых потерь для  турбулентного режима по формуле (11): 

  Определяем  потери давления по длине гидролинии ∆p_l , МПа, (путевые) по формуле (9): 

  Определяем  потери давления в местном сопротивлении  ∆p_м , МПа, по формуле (13), для дросселя ξ=2, для присоединетельного штуцера ξ=0,1[4]: 

  Определяем  потери давления в напорной гидролинии ∆p , МПа, по формуле (8): 

  ∆p_нап=0,103+0,04=0,143 МПа 

  Для сливной гидролинии:

  Определяем  число Рейнольдса в сливной гидролинии по формуле (12): 

  Так как полученное число Рейнольдса Re = 6750>2320, то движение жидкости в сливной гидролинии турбулентное.

  Определяем  коэффициент путевых потерь для  турбулентного режима по формуле (11):

  Определяем  потери давления по длине гидролинии ∆p_l , МПа, (путевые) по формуле (9):

  Определяем  потери давления в местном сопротивлении  ∆p_м , МПа, по формуле (12), для переходника коэффициент местного сопротивления ξ=0,1; для плавного колена под углом 90˚ коэффициент местного сопротивления ξ=0,12 [4]: 

  Определяем  потери давления в сливной гидролинии ∆p, МПа, по формуле (8):

  ∆p_сл=0,0021+0,00085=0,00295 МПа 
 
 

  3.6 Расчет гидроцилиндров

  Основными параметрами гидроцилиндров являются: усилие на штоке F, скорость штока V, диаметр  поршня D, диаметр штока d и ход штока L. Усилие на штоке, скорость штока и ход штока заданы, а диаметры поршня и штока рассчитываются

  Диаметр поршня гидроцилиндра с поршневой  рабочей полостью определяют из уравнения равновесия сил, действующих на шток [1]:

  F1=p1

  Где F1- усилие на штоке, Н; p1- давление в пошневой полости, Па, p1= pном-∆ pн, здесь pном- номинальное давление, ∆ pн- потери давления в напорной гидролинии; D-диаметр поршня, м; p2-давление в штоковой полости ,Па, p2=∆ pс-потери давления в сливной гидролинии; d-диаметр штока,м.

  Потери  давления в напорной и сливной  гидролиниях определяются по формуле (8)

  Зададим значение коэффициента φ= d/ D=0,7

  Приведем  уравнение (14) к следующему виду [1]:

  D= D1=

  D=

  Определяем  диаметр штока d= φ ∙ D=0,7 ∙ 54=37,8=38 мм

  Диаметр поршня из уравнения неразрывности  потока жидкости (Qнд=VSэф, здесь Sэф- эффективная площадь поршня) по формуле [1]:

  Где D- диаметр поршня, м ; Qнд- расход жидкости, м /с; V- скорость движения штока, м/с; φ- коэффициент, φ= d/ D

   =0,069 м

  По известным  значениям диаметров поршня, полученным по уравнениям (15) и (16), находим его  среднее значение Dср=( D1+ D2)/2 и среднее значение диаметра штока гидроцилиндра.

  Dср=(0,054 +0,069)/2=0,061 м

  dср= 0,7 ∙ 61=42,7=43 мм

  По средним диаметрам поршня и штока выбираем гидроцилиндр У1.16.0.У-63.40 [5]

  Таблица 7