н 2 Г— r)/2 Г— d у1 ,
D р Т1 = 0,0355 Г— 10 Г— 4,5 2 Г— 900/2 Г— 0,012 = 0,27 МПа.
Втрати тиску на тертя в напірної магістралі:
D р д = +0,27 +0,0012 +0,0024 +0,018 = 0,29 МПа. p> Тиск за насосом знаходимо за формулою:
p o = p м + р а ,
де р м - магістральний тиск (магістраль),
р а - атмосферний тиск, МПа р а = 0,1 МПа.
р про = 4 +0,1 = 4,1 МПа. p> Визначаємо тиск в поршневий камері двигуна за формулою:
р д = р про -D р д ,
р д = 4,1-0,29 = +3,81 МПа. p> Визначаємо тиск в зливний камері. Втрати тиску на розподільнику - 0,0012 МПа;
Уточнюємо значення швидкості потоку в зливний магістралі за формулою:
u c = Q/F y 2 ,
u c = 0,31 Г— 10 -3 /2 Г— 10 -4 = 1,6 м/с.
Значення числа Рейнольдса складе:
Re = 1,6 Г— 0,016/0,3 Г— 10 -4 = 853,
що також менше критичного значення, отже, режим течії - ламінарний.
Коефіцієнт тертя дорівнює:
l т = 64/853 = 0,075.
Втрати тиску по довжині l c = l 3 + l 4 = 10 м для зливного трубопроводу:
D р Т2 = 0,075 Г— 10 Г— 4,5 2 Г— 900/2 Г— 0,016 = 0,43 МПа.
Втрати тиску в зливний магістралі:
D р з = 0,043 +0,0012 = 0,43 МПа.
Визначаємо тиск в штокової камері двигуна за формулою:
р з = р а + D р з ,
р з = 0,1 +0,43 = 0,53 МПа. p> Обчислюємо максимальну зусилля, яке розвиває гідроциліндр при вибраних параметрах приводу по формулою:
Р max = F 1 Г— (р д -d Г— р з )-P < sub> F ,
= 8191 Н,
що більше повної зовнішньої навантаження, т. е.т.к 8191> 6351, то P max п .
Визначаємо гідравлічний ККД приводу за формулою:
h гідр = (р д -d Г— р з )/р н -р а ,
h гідр = (3,81-0,75 Г— 0,53)/(4-0,1) = 0,87.
Таким чином, вибрані параметри забезпечують заданий закон переміщення і силовий вплив циліндра.
2.3 Тепловий розрахунок
Метою цього розрахунку є визначення температури рідини, вибір необхідного за обсягом гідробака та визначення основних параметрів теплообмінного апарату. Визначимо втрати потужності DN при перебігу рідини за формулою:
DN = D р Т1 Г— Q д + D р Т2 Г— Q з ,
Вт
У першому наближенні приймаємо корисний об'єм гідробака рівним п'ятихвилинної номінальній подачі насоса за формулою:
V б = (180 Вј 300) Г— Q з ,
V б = 300 Г— 0,51 Г— 10 -3 = 0,153 м 3 = 153 дм 3 .
Вибираємо найближче значення з номінального ряду місткості гідробаків за ГОСТ 12448-80: V б = 160 дм 3 .
Вибираємо циліндричну форму гідробака. Площа стінок бака F ст в цьому випадку визначається за формулою:
F ст = 5,5 Г— V б 2/3 ,
F ст = 5,5 Г— 0,16 2/3 = 1,64 м 2 .
Приймаємо, що теплообмін відбувається при природній циркуляції повітря. Коефіцієнт k пт теплопередачі буде дорівнює k пт = 20 Вт/м 2 Г— про С.
Визначимо питому потужність тепловіддачі в навколишнє середовище при перепаді температури на 1 про З за формулою:
Р ту = k пт Г— F ст ,
Р ту = 20 Г— 1,64 = 32,8 Вт/ про С.
Визначаємо зміна температури робочої рідини при сталому режимі роботи приводу:
DТ = DN/Р ту ,
DТ = 0,281 Г— 10 3 /32,8 = 8,56 про С.
При температурі навколишнього середовища Т про = 20 про С температура робочої рідини складе Т ж = 20 +8,56 = 28,56 про С, що менше максимально допустимої температурі експлуатації. Отже, вибрані параметри гідробака забезпечують роботу приводу в дозволяється за температурному режимі.
Насос гідроприводу повинен забезпечувати необхідну подачу. Визначаємо за формулою:
Q н = Q д + Q ут ,
Q н = 30,6 +0,2 = 31 ...
