Курсовая работа: Разлік аб’емнага гідраулічнага прывада

Міністэрства адукацыі Рэспублікі Беларусь

БЕЛАРУСКІ ДЗЯРЖАЎНЫ ТЭХНАЛАГІЧНЫ УНІВЕРСІТЭТ

Кафедра энергазберажэння, гідраўлікі і цеплатэхнікі

КУРСАВАЯ РАБОТА

НА ТЭМУ

РАЗЛІК АБ’ЕМНАГА ГІДРАЎЛІЧНАГА ПРЫВОДА

Выканаў студэнт

3 курса

факультэта ТТЛП

спецыяльнасці МОЛК-6

Iвасюта В.В.

Праверыў: Пятровіч А.В.

МІНСК 2004

РЭФЕРАТ

Курсавая работа на тэму “ Разлік аб’емнага гідраулічнага прывада” складаецца з 39 лістоу машынапіснага тэксту, якая змяшчае 36 лістоу разлікова – поясняльнай запіскі, 3 ліста графічнага матэрыялу : схема ушчыльнення поршня і штока, схема масленага бака, прынцыповая схема гідрапрывада, графічная характарыстыка гідрапрывада, помпа, напорны залатнік.

Гідрапрывод, разлік, гідрацыліндр, ушчыльненне, апаратура, трубапровад,помпа,характарыстыкаметалаёмкасц,шток,гідраулічная апаратура, характарыстыка помпы, плошча, скорасць, дросель, ККДз,вад касць,энергія.

Курсавая работа на тэму “ Разлік аб’емнага гідраулічнага прывада” змяшчае разлік асноуых параметрау гідрацыліндрау. Уякім па зададзеным карысным намаганні задаюцца суадносінамі дыяметрау поршня і штока, знаходзяць плошчу, таушчыню сценкі і накрывак ,вядуць разлік гідрацыліндрау на трываласць. Знаходзяць сілы трэння пры ушчыльненні гумавымі кольцамі і шауронавымі манжэтамі. Вызначаюць агульнае ККДз гідрацыліндра.

УВОДЗІНЫ

Гідраўлічныя прыводы вельмі шырока выкарыстоўваюцца для ажыццяўлення руху рабочых органаў разнастайных машын (будаўнічых, дарожных, пад’ёмна транспартных, сельскагаспадарчых, лясных і іншых), у станкабудаванні, авіяцыі, кавальска-прэсавым і іншым механічным абсталяванні.

Шырокае яго распаўсюджанне вызначаецца значнымі перавагамі пры параўнанні з іншымі прыводамі: магчымасць атрымліваць вялікія сілы і круцячыя моманты пры адносна малых памерах гідрарухавіка: плаўнасць перамяшчэння і бесступеньчатае рэгуляванне скорасці ў вялікім дыяпазоне скарасцей; малая інэрцыйнасць; прастата ажыццяўлення прамалінейных зваротна-па-ступальных рухаў і аўтаматычнага кіравання рабочымі органамі; простая засцярога ад перагрузкі і высокая эксплуатацыйная надзейнасць.

Высокія кампановачныя ўласцівасці гідраўлічных сістэм, якія заснаваны на канструкцыйнай незалежнасці знаходжання асобных агрэгатаў, дазваляюць ствараць машыны, якія маюць высокую прадукцыйнасць, надзейнасць і малую матэрыялаёмістасць.

Аб’ёмны гідрапрывод складаецца ў асноўным з помпы аб’ёмнага дзеяння, выканаўчага гідрарухавіка, агрэгатаў размеркавання вадкасці і кіравання засцярогі сістэмы ад перагрузак, ачысткі вадкасці, трубаправодаў. Некаторыя сістэмы ўключаюць дапаможныя гідраагрэгаты: зваротныя клапаны, гідраўлічныя замкі, дзялільнікі патоку і іншыя.

Асновай помпавага аб’емнага гідрапрывада з’яуляецца помпа аб’емнага дзеяння, якая стварае энергію ціску рабочай вадкасці.

Гэта энергія пераутвараецца у механічную работу з дапамогай аб’емнага гідрарухавіка, часцей за усе гідрацыліндра. На практыцы у гідрапрывадах прымяняюцца пераважна шасцярончатыя ці пластінчатыя помпыю.

У якасці сілавога выканаучага гідраагрэгата(гідрарухавіка) прымяняюць поршневыя гідрацыліндры з аднабаковым, двухбаковымі штокамі ці з дыферэнцыяльным поршнем.

Для кіравання выканаучымі гідрарухавікамі прымяняюць кранавыя ці залатніковыя размеркавальнікі.Кіраванне імі можа быць ручным, электрамагнітным, гідраулічным ці электрагідраулічным. Спосаб кіравання залежыць ад велічыні ціску у гідраулічнай сістэме, а таксама тыпу кіравання непасрэднага ці дыстанцыйнага.Калі у прывадзе некалькі гідрацыліндрау і патрэбна забяспечыць іх паслядоуную работу, тады прымяняюць напорныя залатнікі, адін з якіх настройваецца на меншы ціск,а другі – на большы. Калі патрэбна забяспечыць сінхронню работу гідрацыліндрау, тады прымяняюць механічныя сінхранізатары,аб’емнага ці дросельныя дзельнікі патоку.

Пры неабходнасці рэгулявання скорасці руху выканаучых механізмау (штокау, гідрацыліндрау) у схему гідрапрывада уключаюць дроселі ці рэгулятары патоку.

Для прадухілення ад высокіх ціскау, якія могуць узнікаць у гідрасістэме, неабходна уключыць засцерогальны клапан, які часцей за усе ставяць па лініі помпа – размеркавальнік, у бакавым адгалінаванні трубапровада. Калі потрэбна панізіць ціск на якім – небудзь участку сістэмы (у тым выпадку, калі ад адной помпы працуюць два гідрацыліндра пры розных цісках ) прымяняюць рэдукцыйны клапан.

Пры праетаванні аб’емнага гідрапрывада неабходна прымяняць серыйную гідраапаратуру і другое абсталяванне, якое выпускаецца нашай прамысловасцю.

У адпаведнасці з заданнем і схемай гідрапрывода ў курсавой рабоце вырашаны наступныя задачы: вызначаны асноўныя памеры гідрацыліндра, выбрана рабочая вадкасць для гідрапрывода, падабрана ўся гідраўлічная апаратура, якая прыведзены на схеме для праектавання, разлічана трубаправодная сістэма гідрапрывода, страты ціску ў ей і зроблены папярэдні выбар помпы, зроблены аналіз існуючых спосабаў рэгулявання скорасці руху выхаднога звяна гідрацыліндра, складзена прынцыпіяльная гідраўлічная схема гідрапрывода ў адпаведнасці з абазначэннем гідраўлічнай апаратуры згодна з ЕСКД, разлічана і пабудавана рэгуліровачная характарыстыка гідрапрывода і зроблены канчатковы выбар помпы, разлічаны цеплавы рэжым работы гідрапрывода і вызначана металаемістасць.

1. Разлік гідрацыліндраў (ГЦ)

Гідраўлічныя рухавікі прызначаны для пераутварэння энергіі ціску патоку рабочай вадкасці ў механічную энергію руху выхаднога звяна (штока гідрацыліндра).

1.1 Разлік асноўных параметраў ГЦ

Асноўнымі параметрамі гідрацыліндраў з'яўляюцца ўнутраны дыяметр цыліндра (дыяметр поршня) D, дыяметр штока d, рабочы ціск, ход поршня L.

Дыяметр поршня вызначаюць па формуле:

P=p×S (1.1)

дзе Р – зададзенае карыснае намаганне, Н;

р – папярэдне прыняты ціск у ГЦ, Па;

S – Эфектыўная (рабочая) плошча поршня пры рабочым ходзе (калі пераадольваецца зададзенае намаганне), м² .

Папярэдні ціск прымаецца з рада намінальных ціскаў па ДАСТ 12445 80: 1,6;2,5; 4,0; 6,3; 10,0; 12,5; 16,0; 20,0; 25,0; 32,0; 40,0; 50,0; 63,0 МПа. Пры выбары ціску ўлічваюць велічыню пераадольваемага намагання. Пры Р1 = 9 кН прымаем р1=2.5

МПа..Р1=Р2,зн р1=р2

Велічыня эфектыўнай плошчы S залежыць ад канструкцыі ГЦ і вызначаецца па адпаведных формулах: для ГЦ з аднабаковым штокам пры падачы рабочай вадкасці ў поршневую поласць:

S=π D² /4 (т.ш. у нашым выпадку ГЦ з аднабаковымі штокамі). (1.2)

Спачатку вылічваем плошчу s, а потым знаходзім значэнні D і d. Для разліку дыяметрау зададзім адносіны у залежнасці ад ціску: пры р<5 Мпа d/D=0.5;

S1=Р1/р1=9000/250000000=0.0036м

D² = (4*S)/π. (1.3)

D₁ =м.

d1=D1*0, 5=0.034 м;

S2=Р2/р2=0.0036м.

D2 =м.

d2=D2*0.5=0.034м.

Знойдзеныя з формул дыяметры D і d акругляюць да бліжэйшага стандартнага па ДАСТ 12447-8О.

Прымаем D1=D2 =65 мм ; d1=32 мм, d2=32мм;

3 умовы захавання падоўжнай устойлівасці штока суадносіны паміж ходам поршня L і яго дыяметрам D не павінны быць болей за 10, г.зн. (L/D)<=10:

L/D=105/65=1.6<10

3 улікам прынятых стандартных дыяметраў D1, D2 і d1, d2 сапраўдны рабочы ціск р:

S₁ =S2= (3.14*0.065)/4=3.32*10^-3 м²

р_с =P1/S1=9*10³ /3.32*10^-3 =2.7 МПа; (1.4)

1.2 Разлік гідрацыліндраў на трываласць

Разлікамі на трываласць вызначаюць таўшчыню сценак ГЦ, таўшчыню накрывак (галовак) ГЦ, дыяметр шпілек ці балтоў для мацавання накрывак.

Па нормах Дзяржтэхнадзора пры разліку ГЦ на трываласць абмяжоўваюцца ўлікам толькі сіл ад ціску вадкасці без уліку знешніх сіл.

Корпус ГЦ вырабляецца з розных матэрыялаў, але часцей за ўсё са стальных труб ці паковак. Пры ціску рабочай вадкасці да 20 МПа прымяняюць стальныя трубы, пры ціску звыш 20 МПа -каваныя стальныя трубы. Штокі і поршні ГЦ вырабляюць са стальных паковак.

У залежнасці ад суадносін паміж вонкавьм дыяметрам Dв і ўнутраным D цыліндры дзеляцца на таўстасценныя і танкасценныя. Калі (Dв/D)<=1,2, ён адносіцца да танкасценных, калі (Dв/D)>1,2 – да таўстасценных.

Таўшчыню сценкі δ танкасценнага ТЦ вызначаюць па формуле:

δ =P_у D/(2,3[σ]- P_у ) (1.5)

дзе Р_у – умоуны ціск, роўны (1,2-1,3)Р ;

[σ] – дапушчальнае напружанне расцягвання.

δ₁ =P_у1 D1/(2,3[σ]- P_у1 )=3.375*10⁶ *0.065/(2.3*90*10⁶ -3.375*10⁶ =1.1 мм;

δ2=РУ2D2/(2.3[σ]-РУ2)= 3.375*10⁶ *0.065/(2.3*90*10⁶ -3.375*10⁶ =1.1 мм;

Да вызначаных па формуле (1.3) таўшчынь сценак ГЦ неабходна дабавіць прыпуск у (0,5-1)мм, які неабходны на апрацоўку ўнутранай паверхні цыліндра. З улікам гытага маем:

δ₁ =2 мм; δ2=2 мм;

Вызначым вонкавыя дыяметры:

D_в1 =D1+2δ₁ =65+2*2=69 мм; (1.6)

Dв2=D2+2δ2=65+2*2=69 мм; (1.7)

Dв1/D1=1.06< =1.2- цыліндр танкасценны.

Dв2/D2=1.06< =1.2-цыліндр танкасценны.

Накрыўкі ГЦ звычайна бываюць плоскімі ці сферычнылі. Плоскую накрыўку разлічваюць як плоскую круглую пласціну, замацаваную па контуры і нагружаную раўнамерна размеркаванай нагрузкай. Таўшчыня такой накрыўкі вызначаецца па формуле:

δ_{накрыўкі} =0,433D; (1.8)

δ_накр1 =0,433*65=5.5 мм;

δнакр2=0.433*65=5.5 мм;

Таўшчыня накрыўкі павінна быць не менш за двайную таўшчыню сценкі цыліндра.

Пры замацаванні накрывак (галовак) цыліндраў балтамі ці шпількамі дыяметр апошніх вызначаецца з умовы іх трываласці на разрыў. Пры гэтым для ГЦ штурхаючага дзеяння:

d_б1 =D1=65=3.9мм; (1.9)

d_б2 =D₂ =65=3.9мм (1.10)

дзе 1.2- каэфіцыент, які ўлічвае нераўнамернасць папярэдняй зацяжкі балтоў ці шпілек; n - колькасць балтоў ці шпілек; [σ_p ] - дапушчальнае напружанне разрыву(для сталі [σ_p ]= (ІЗ0-150) МПа).

1.3 Ушчыльненне поршня і штока

Для прадухілення перацечак (а таксама страт) рабочай вадкасці, якая знаходзіцца ў ГЦ пад ціскам, праз зазоры ў стыку двух нерухомых ці рухомых цвёрдых паверхняў (штока, поршня, гільзы цыліндра, накіравальнай для штока) неабходна прадугледзець ушчыльненні. Эканамічнасць і надзейнасць работы гідрапрывода залежыць ад абгрунтаванага выбару тыпу і матэрыялу ўшчыльняльных прыстасаванняў.

Для ўшчыльнення поршня часцей за ўсё ўжываюць металічныя кольцы, адно з самых простых і даўгавечных ушчыльненняў. Матэрыялам для кольцаў служыць шэры чыгун ці бронза. Стыкі кольцаў бываюць прамымі (пры р < 5 МПа), касымі (пры р=5-20 МПа) і ступеньчатымі (р > 20 МПа).

Форма папярочнага сячэння кольцаў - прамавугольная. Ступень герметычнасці залежыць ад колькасці кольцаў, якая прымаецца ў залежнасці ад рабочага ціску і дыяметра поршня. Пры D=65 мм і ціску Р≈10МПа n_{кольцаў} =3, а шырыня кольцаў b=4 мм. Адлегласць паміж кольцамі на герметычнасць ушчыльнення не ўплывае.

Сілу трэння металічных кольцаў пры ўшчыльненні вызначаюць па формуле:

Р_тр =πDb(np_k +p_c )f_k (1.11)

дзе р_к - кантактны ціск кальца, які прымаецца роўньм 0,1-0,2 МПа;

р_с - сапраўдны ціск у гідрацыліндры; f_k - каэфіцыент трэння , роўны 0,07 пры скорасці больш за 0,1 м/с і 0,15 пры скорасці менш за 0,1 м/с. Па дадзеных і разлічаных задання маем:

Р_тр1,2 =3,14*0.065*0.004*(3*0,15*10⁶ +2.7*10⁶ )6*0,15=385.7 Н

Дзеля ўшчыльнення штока прымаем манжэты U-падобнага профілю. Герметызацыя забяспечваецца кантактнай паверхняй манжэты ў выніку яе дэфармацыі пры мантажы і ад дзеяння ціску вадкасці. Такія манжэты вырабляюцца са скуры, спецыяльных сартоў гумы, паліхлорвінілавага пластыфікату. Асноўныя размеры манжэт прыведзены ў дадатку 9. Для дадзеных штокаў шырыня манжэт b прымецца роўнай 7мм.

Сіла трэння пры ўшчыльненні з дапамогай манжэт U -падобнага профілю вызначаецца па формуле:

Р_тр =πdb(p_k +p_c )f (1.12)

дзе р_с - сапраўдны ціск рабочай вадкасці ў гідрацыліндры;

р_к = (2-5) МПа – кантактны ціск, які ўзнікае пры мантажы ўшчыльнення;

f=0,1-0,13 - каэфіцыент трэння.

Р_тр1,2 =3,14*0.032*0.007*(2.7*10⁶ +3*10⁶ )*0,11=441 Н

Ніжэй прыведзена схема ўшчыльнення.

Мал.1

1.4 Вызначэнне агульнага ККДз гідрацыліндра

Агульны ККДз гідрацыліндра вызначаецца па формуле

η_ц =η_а η_г η_м (1.13)

дзе η_ц – аб’емны ККДз, велічыня якога залежць ад тыпу ушчыльнення поршня (пры ўшчыльненні металічнымі кольцамі η_а =0,98-0,99); η_г - гідраўлічны ККДз, прымаем роўны 1 (таму што скорасці руху вадкасці ў гідрацыліндрах вельмі малыя); η_м - механічны ККДз, які улічвае страты намагання на пераадоленне сіл трэння пры ўшчыльненні поршня і штока.

Велічыня механічнага ККДз вызначаецца па формуле

η_м =Р/Р_аг (1.14)

дзе Р - зададзенае карыснае намаганне; Р_аг – агульнае намаганне, якое вызначаецца па залежнасці:

Р_аг =Р+Р_тр.п +Р_тр.ш. (1.15)

дзе Р_тр.п - сіла трэння пры ўшчыльненні поршня; Р_тр.ш - сіла трэння пры ўшчыльненні штока.

Р_аг1,2 =9000+385.7+441=9827 кН

η_М1,2 =9000/9827=0.92

ηц1,2=0.98*1*0.92=0.9.

3 улікам знойдзенай велічыні механічнага ККДз неабходна вызначыцьрабочы ціск у цыліндры, якім неабходна карыстацца пры далейшых разліках:

Р_ц =Р_аг /S=Р_с /η_м (1.16)

Р_ц1,2 =9827/0,00332=3 МПа

дзе s- рабочая плошча роуная – 0.00332 м² .

2. ВЫБАР РАБОЧАЙ ВАДКАСТI

У гідрапрыводзе рабочая вадкасць з’яўляецца энерганосьбітам, дзякуючы якому ўстанаўліваецца сувязь паміж помпай і гідрарухавіком (гідрацыліндрам). Акрамя гэтага рабочая вадкасць забяспечвае ахалоджванне пары трэння і адвод ад іх цяпла, а таксама змазку рухомых злементаў гідрапрывода. У час работы гідрапрывода на паверхнях, якія труцца паміж сабой, ствараецца плёнка вадкасці, якая выключае магчымасць прамога кантакту слізготнай пары. Таму рабочая вадкасць павінна валодаць добрай змазваючай здольнасцю, не павінна змяняць свой хімічны састаў пры эксплуатацыі, быць механічна чыстай, валодаць аптымальнай вязкасцю, якая забяспечвае малыя ўцечкі і страты ціску на пераадольванне гідраўлічных супраціўленняў.

У гідрапрыводах прымяняюць рабочыя вадкасці на нафтавай аснове, вадамасленыя эмульсіі, сумесі і сінтэтычныя вадкасці. Выбар тыпу рабочай вадкасці вызначаецца дыяпазонам рабочых тэмператур, ціскам у гідрасістэме, скарасцямі руху выхадных звенняў гідрарухавікоў, канструкцыйнымі матэрыяламі і матэрыя-ламі ўшчыльненняў, асаблівасцямі, эксплуатацыі (на адкрытым па-ветры ці ў закрытым памяшканні, умовамі захавання машын у час перарываў у рабоце, магчымасцю абваднення і засмечвання рабо-чай вадкасці і г.д.).

Асноўным крытэрыем, які вызначае магчымасць прымянення вадкасці, з'яўляецца адпаведнасць вязкасці рабочаму ціску і тэмпературы эксплуатацыі гідрапрывода. Пры завышэнні значэння вязкасці павялічваюцца страты ціску; калі вязкасць недастатковая - павялічваюцца страты і перацечкі рабочай вадкасці.

З табліцы выбіраем масла I-20 з вязкасцю пры t=50С =20мм/с ,шчыльнасцю =890 кг/м, тэмпература застывання - 20С, тэмпературай успышкі 170С.

У адпаведнасці з зададзенай тэмпературай эксплуатацыі (t=50°С) рабочай вадкасці вызначаюць яе кінематычную вязкасць па формуле:

ν= ν₅₀ *е^{-α(t- t 0)} (2.1)

дзе α - паказчык ступені, які залежыць ад вадкасці (для маслаў α= 0,025-0,035);

t - зададзеная тэмпература эксплуатацыі рабочай вадкасці ў °С.

Па дадзеных разлічваем:

ν=45*е^{-0,033*( 50 -50)} =45 мм² /с

Шчыльнасць вадкасці пры зададзенай тэмпературы вызначаецца па формуле:

ρ_t =ρ₀ /(1+α*(t-t₀ )) (2.2)

дзе р₀ - значэнне шчыльнасці пры t=50°С; α - каэфіцыент тэмпературнага пашырэння вадкасці ( у сярэднім для мінеральных масел прымаецца 0,0007 (1/°С)).

ρ_t =890/(1+0,0007*(50-50))=890 кг/м³

3 ПАДБОР ГIДРАУЛIЧНАЙ АПАРАТУРЫ

Гідраўлічная апаратура прызначана ў аб’ёмным гідрапрыводзе для змянення параметраў патоку рабочай вадкасці (ціску, расходу, напрамку руху вадкасці) ці для падтрымання іх зададзеных параметраў. Большая частка гідраапаратуры нармалізавана, што дазваляе пры праектаванні выбіраць неабходныя гідраапараты, а не праектаваць іх.

Выбар ўсей гідраапаратуры (згодна са схемай гідрапрывода) праводзіцца па рабочым ціску цыліндра р_ц (вызначаны раней) і максімальнаму значэнню расходу вадкасці ў гідрацыліндры, які вызначаецца па залежнасці:

Q_ц =V_p *S/η_a (3.1)

дзе V_р - скорасць рабочага ходу поршня гідрацыліндра; S- рабочая плошча поршня; η_а – аб’ёмны К.К.Д. гідрацыліндра, які прымаецца ў залежнасці ,ад прынятага тыпу ўшчыльнення поршня.

Q_ц1 =Q_ц2 =0,094*3.32*10^-3 /0,98 = 1.19*10^-4 м³ /c

Згодна з задачай пры агульным кіраванні двума гідрацыліндрамі і паслядоунай іх работы разліковы расход будзе роўны максімальнаму расходу аднаго з гідрацыліндраў:

Q_ц =Q_ц1 +Q_ц2 =2.38*10^-4 м³ /c (3.2)

Выбар гідраапаратаў робім з дапамогай тэхнічных характырыстак [2].

З дапамогай размеркавальнай апаратуры магчыма змяняць напрамак руху рабочай, вадкасці на розных участках гідрасістэмы, а гэта значыць забяспечваць рабочы і халасты (зваротны) ход поршня гідрацыліндра. Выбіраем залатніковы размеркавальнік з ручным кіраваннем Г74-22.

Тэхнічная характарыстыка

Расход, л/с 0.3

Ціск, МПа 20

Страты ціску, МПа 0.15

Страты вадкасці, см³ /с 1.67

Вага, кг 7

Умоунае абазначэнне размеркавальнага устройства прыведзена на малюнку

Мал. 2

Напорны залатнік прызначаны для забеспячэння у гідрасістэме неабходнага ціску . Прымаем напорны залатнік БГ54-22.

Тэхнічная характарыстыка

Расход, л/с 0.3

Ціск, МПа 5

Страты ціску, МПа 0,4

Вага, кг 1.6

Умоунае абазначэнне напорнага залатніка прыведзена на малюнку

Мал. 3

Дроселі прызначаны для рэгулявання скорасці руху выхаднога звяна гідрацыліндра. Выбіраем дросель Г77-32:

Тэхнічная характарыстыка

Расход, л/с 0.3

Ціск, МПа 12.5

Вага, кг 2,5

Умоўнае абазначэнне дроселя прыведзена на малюнку

Мал. 4

Фільтры прызначаны ў гідрапрыводзе для ачысткі рабочай вадкасці ад механічных прымесей, якія трапляюць у сістэму ці ў момант заліўкі ў бак, або з’яўляюцца ў ёй у час эксплуатацыі ў выглядзе прадуктаў зносу, карозіі і раскладання вадкасці і матэрыялаў, з якіх выраблены элементы гідрапрывода.

Выбіраем пласцінчаты фільтр 0.12Г41-13.

Тэхнічная характарыстыка

Расход, л/с 0,417

Страты ціску, МПа 0,1

Вага, кг 6,3

Мал. 5

Умоўнае абазначэнне фільтра прыведзена на малюнку

Засцерагальны клапан прызначаны для абмежавання ціску ў гідрапрыводзе. Пры павелічэнні ціску да настроечнага клапана пачынае працаваць і частку вадкасці скідвае з гідраўлічнай сістэмы,што прыводзіць да памяншэння ціску.

Выбіраем засцерагальны клапан Г52-12:

Тэхнічная характарыстыка

Расход, л/с 0.3

Ціск,МПа 3

Страты ціску, МПа 0,2

Вага, кг 2,4

Умоўнае абазначэнне застерагальнага клапана прыведзена на малюнку

Мал. 6

Зваротные клапаны прызначаны для свабоднага прапускання рабочай вадкасті у адным напрамку і для перакрыцця яе руху у зваротным напрамку. Прымаем зваротны клапан Г51-22

Тэхнічная характарыстыка

Расход ,л/с 0.3

Ціск Мпа 20

Страты ціску,Мпа 0.2

Страты вадкасці см³ /c 0.08

Маса,кг 1.5

Умоунае абазначэнне зваротнага клапана прыведзена на малюнку

Мал. 7

4. ВЫЗНАЧЭННЕ СТРАТ ВАДКАСТI I ПАДАЧЫ ПОМПЫ

Для таго, каб забяспечыць рух выхаднога звяна гідрарухавіка (гідрацыліндра) ззададзенай скорасцю, неабходна вызначыць падачу помпы з улікам усіх стратрабочай вадкасні пры яе руху ад помпы да гідрарухавіка.

Велічыня падачы залежыць ад схемы ўключэння ў работу гідрарухавікоў. Пры паслядоўным іх ўключэнні яна вызначаецца па гідрарухавіку з максімальным расходам з улікам аб'ёмных страт ў гідраапаратуры:

Q_п =Q_ц.мах +Q_ру , (4.1)

дзе Q_ц.мах – страты вадкасці ў гідрацыліндры; Q_ру - страты вадкасці ў размеркавальнай апаратуры;

Велічыня страт вадкасці прымаецца з тэхнічных характарыстык кожнага гідраапарата.

Q_п =119+1.67+2*0.08=120.83 см³ /с= 1.2083*10^-4 м³ /с

5. РАЗЛIК ТРУБАПРАВОДАУ ГIДРАПРЫВАДА

Функцыянальная сувязь паміж рознымі элементамі гідрапрывада, якія знаходзяцца на азначанай адлегласці адзін ад аднаго, ажыццяўляецца з дапамогай трубаправодаў. Яны з'яўляюцца адказнымі элементамі гідрапрыводаў,таму што іх разбурэнне пры-вядзе да разгерметызацыі і выхаду са строю гідрасістэмы. Тру-баправоды павінны валодаць дастатковай трываласцю, адсутнасцю страт вадкасці, мінімальнымі стратамі ціску на пераадольванне гідраўлічных супраціўленняў.

Мэтай разліку трубаправодаў з'яўляецца вызначэнне ўнутранага дыяметра,таўшчыні сценак, страт ціску на гідраўлічныя супраціўленні пры руху ў іх рабочай вадкасці. Разлік неабходна рабіць для нпорнага і зліўнога трубаправодаў гідрасістэмы.

5.1. Вызначэнне дыяметра труб

Унутраны дыяметр трубаправода d вызначаецца з формулы:

d= (5.1)

дзе S - плошча папярочнага сячэння трубаправода; Q -максімальны расход вадкасці на разліковым участку; V -дапушчальная скорасць руху вадкасці. Дапушчальная скорасць руху вадкасці залежыць ад ціску ў гідрасістэме і прызначэння трубаправода (табл1.5).

V_{напорнай} =4м/с, V_{зліўной} =2м/с

d_{напорнай} == 0.006м = 6мм

d_{зліўной} = 0.0087м = 8.7мм

Атрыманыя дыяметры акругляем да бліжэйшага стандартнага згодна з ДАСТ (дадатак 11).

d_{напорнай} =6мм; δ_н =1мм;dв=8мм

d_{зліўной} =9мм; δ_з =2 мм;dв=13мм

Зробім праверачны разлік труб на трываласць, параўнаўшы вызначаную таўшчыню з падабранай па ДАСТ.

Для тоустасценных труб (d_в /d) >=1.6, якія знаходзяцца пад унутраным статычным ціскам (без уліку дадатковых напружанняў, што ўзнікаюць з прычыны авальнасці, эліптычнасці сячэння тру-бы), таўшчыня сценкі вызначаецца па формуле:

н=3.05мм (5.2)

=4.6мм (5.3)

Атрыманая таушчыня сценак труб большая за прынятую, таму бярэм

d_{напорнай} =10мм; δ_н =3.2мм; dв=16.4мм

d_{зліўной} =12мм; δ_з =4 мм; dв=20мм

Пералічым скорасці:

м/с (5.4)

м/с (5.5)

5.2. Разлік страт ціску ў трубаправодах

Страты ціску ў трубаправодах (напорным і зліўным) складаюцца са страт на пераадоленне гідраўлічных супраціўленняў па даўжыні ∆р_дл і на пераадоленне страт у мясцовых супраціўленнях ∆р_м . Яны вызна-чаюцца згодна з агульнапрынятай ў гідраўліцы методыкай. Адпа-ведна ёй страты па даўжыні для кожнага ўчастка трубаправода вызначагацца па формуле А.Дарсі:

∆р_{дл i} =ρ*λ_і *l_i *V_i ² /(2*d_i ) (5.6)

а мясцовыя - па формуле Вейсбаха:

∆р_{м i} = ρ*ζ_і *V_i ² /2 (5.7)

дзе l_i ,d_i ,V_i - даўжыня, дыяметр і фактычная (вызначаная па стандартным дыяметры) скорасць на разліковых участках труба-правода; ρ - шчыльнасць рабочай вадкасці пры зададзенай тэмпе-ратуры; λ_і - каэфіцыент гідраўлічнага трэння; ζ_і - каэфіцыент мясцовых супраціўленняў.

Для вызначэння каэфіцыента гідраўлічнага трэння неабходна вылічыць лік Рэйнальдса:

R_e =V_i *d_i /ν (5.8)

дзе ν - кінематычная вязкасць рабочай вадкасці (вызначана раней).

R_{e н} =1.52*0.01/20*10^-6 =760 (для напорнага);

R_{e з} =1.05*0.012/20*10^-6 =630 (для зліунога);

У абедзьвух лініях рух вадкасці ламінарны R_e <2320.

Каэфіцыент гідраўлічнага трэння вызначаецца па формуле:для жорсткіх трубаправодаў

λ=75/Rе (5.9)

λ_н =75/760=0.0989 (для напорнага)

λ_з =75/630=0.119 (для зліунога)

Вылічваем страты напору па даўжыні:

∆р_дл =890*0.0989*19*1.52² /(0.01*2)=193196Па (для напорнага)

Δрдл=890*0.119*6*1.05² /(0.012*2)=29191 Па (для зліунога)

Пры разліку страт ціску на пераадоленне мясцовых супра-ціўленняў залежнасцю ζ ад R_e грэбуюць, прымаючы велічыню гэта-га каэфіцыента пастаяннай для кожнага канкрэтнага тыпу мясцо-вых супраціўленняў. Сярэднія значэнні каэфіцыентаў ζ лля найбольш распаўсюджаных іх тыпаў прыведзены ў табл. 1.6[1].

Для штуцэрау-0.1, прамавугольных трайнікоу-1.5, выхада з трубы у бак-1 уваходу у трубу-0.5, плаунага згібу труб-0.12.

∆р_м =890*(11*0.1+5*1.5+6*0.9+5*0.5+2*1)*1.52² /2=19020 Па

Δрм=890*(7*0.1+7*1.5+1*0.9+4*0.5)*1.05² /2=6918Па

Сумарныя страты ціску ў трубаправодах вызначаюць па залежнасці:

∆р_тр =∆р_дл +∆рм =193196+29191+19020+6918=248325Па = 0.248Мпа

6. ВЫЗНАЧЭННЕ ЦIСКУ ПОМПЫ I ЯЕ ПАПЯРЭДНI ВЫБАР

Ціск помпы павінен быць такім, каб была магчымасць забяспечыць пераадоленне зададзенага карыснага намагання вы-конваючага органа гідрацыліндра , а таксама страт ціску на пераадоленне гідраўлічных супраціўленняў ў напорньм і зліўным трубаправодах і ва ўсей гідраўлічнай апаратуры. Такім чынам, неабходны ціск помпы будзе роўным:

р_п =р_ц +∆р_тр + (6.1)

дзе р_ц - рабочы ціск у гідрацыліндры (вызначаны раней); ∆р_тр -страты ціску на пераадоленне гідраўлічных супраціўленняў у трубаправодах (вызначаны раней);

- сумарныя страты ціску ў гідраўлічнай апаратуры

Улічваючы тое, што для кожнага гідраапарата страты ціску дадзены ў тэхнічнай характарыстыцы для максімальнага расходу,неабходна іх пералічыць на свой расход у сістэме, роўны падачы помпы О_п :

∆р_гаі =∆р_мі (Q_п /Q_мі )² (6.2)

дзе ∆р_мі - страты ціску пры расходзе Q_мі (прымаюцца з тэхнічных характарыстык гідраапаратуры). Пры падліку страт ціску ў фільтрах ∆р_мі =0,1 МПа, а адносіны (Q_п /Q_мі ) прымаюцца ў першай ступені.

Страты ціску ў размеркавальным устройстве:

∆р_ру = 0.15*10⁶ *(0.12883/0.3)² =429433Па

Страты ціску ў напорным залатніку:

∆р_нп = 0.4*10⁶ *(0.12883/0.3)² =73765Па

Страты ціску ў засцерагальным клапане:

∆р_зк = 0.2*10⁶ *(0.12883/0.3)² =36883Па

Страты ціску ў фільтры:

∆р_ф = 0.1*10⁶ *(0.12883/0,417)² =9545Па

Страты ціску у зваротным клапане:

Δрзв=0.2*10⁶ *(0.12883/0.3)² =36883Па

Т.ч. неабходны ціск помпы будзе:

р_п =3000000+248000+429433+73765+36883+9545+36883=3834509Па

Па вызначаных значэннях ціску р_п і Q_п па даведачнай літаратуры неабходна выбраць помпу. Выбіраем з табліцы 15.1[3] помпу шасцярончатую НШ-10. Тэхнічная характарыстыка помпы.

Рабочы аб’ём, см³ /об 10

Ціск нагнятання , МПа 10

Дыяпазон рабочых частот, аб/хв 1100-1695

Аб’емны ККДз 0,83

Механічны ККДз 0,90

Масса, кг 2.6

7. РЭГУЛЯВАННЕ СКОРАСЦI РУХУ ВЫХАДНОГА ЗВЯНА ГIДРАПРЫВАДА

Пры эксплуатацыі гідрапрывода ўзнікае неабходнасць змяняць скорасць руху яго выканаўчых механізмаў. Гэтага змянення можна дасягнуць шляхам рэгулявання, якое можа быць аб'ёмным, дросельньм, аб'ёмна-дросельным ці з дапамогай рухавіка, якіпрыводзіць у рух помпу.

У даннай гідраўлічнай схеме выкарыстаць аб’емнае рэгуляванне намагчыма, таму што гідрарухавік нерагулюемы, папярэдне выбраная шасцярончатая помпа таксама. Змяняць падачу помпы можна толькі з дапамогай рухавіка, які прыводзіць яе ў рух: шматступеньчатыя асінхронныя рухавікі, сінхронныя рухавікі.

Пры дросельным рэгуляванні скорасць выхаднога звяна змяняецца за кошт змянення характарыстыкі гідрасістэмы пры пастаяннай падачы помпы. Дросель, з дапамогай якога можна рэгуляваць колькасць вадкасці, якая падаецца ў гідрацыліндр, можа быць ўстаноўлены па адной з наступных схем: на ўваходзе ў гідрацыліндр, на выхадзе з гідрацыліндра, на ўваходзе і выхадзе, параллельна гідрацыліндру на адгалінаванні ад напорнай лініі.

Гідрапрывод з дроселем на ўваходзе, дазваляе рэгуляванне скорасці гідрарухавіка шляхам змянення праходнага сячэння дроселя, толькі ў тым выпадку, калі напрамак дзеяння нагрузкі не супадае з напрамкам руху выходнага звяна – адмоўная нагрузка. Пры дадатнай нагрузцы, калі яе напрамак супадае з напрамкам руху выхаднога звяна, апошняе рухаецца пад дзеяннем гэтай нагрузкі пераадольвая толькі сілу трэння і супрацьціск ў зліўной лініі.

Гідрапрывод з дроселем на выхадзе дазваляе рэгуляваць скорасць гідрарухавіка пры знакапераменнай нагрузцы так як пры любым напрамку дзеяння сілы змяненню скорасці перашкоджвае супраціўленне дроселя, праз які рабочая вадкасць паступае з поласці гідрарухавіка на зліў. Пры такой схеме цяпло вылучанае пры праходзе праз дросель рабочай вадкасці, адводзіцца ў бак без нагрэва рухавіка.

Уыніку гідрарухавік працуе ў лепшых умовах.

Значным недахопам разгледжаных схем паслядоўнага уключэння дроселя з’яўляецца нестабільнасць скорасці пры змяненні нагрузкі. У гэтых адносінах больш карысным з’яўляецца гідрапрывод з дроселем на ўваходзе і выхадзе. Пры паралельным уключэнні дроселя рабочая вадкасць, падаваемая помпай, падзяляецца на два патокі. Адзін праходзіць праз дросель , другі – праз гідрарухавік. Рэгуляванне скорасці выконваецца змяненнем велічыні праводнасці дроселя. Радзей выкарыстоўваюцца сістэмы з пераменным ціскам ў якіх ціск залежыць ад нагрузкі гідрарухавіка.

Лішак вадкасці ў гэтай схеме адводзіцца ў бак праз дросель уключаны паралельна з гідрарухавіком.

Асноўным пры выбары спосабу рэгулявання з’яўляецца велічыня выхадной магутнасці, якая пры зваротна-паступальным руху вызначаецца па формуле:

N_вых =P*V_p (7.1)

дзе Р - зададзенае карыснае намаганне;

V_р - скорасць рабочага ходу поршня.

N_вых =9*0.035=0.315кВт,

Разлічная магутнасць менш за 10 кВт, прымаем дросельнае рэгуляванне.

8. ХАРАКТАРЫСТЫКI ГIДРАПРЫВАДА I IХ АНАЛIЗ

Характарыстыкі гідрапрывода дазваляюць прааналізаваць работу гідрапрывода пры розных рэжымах; удакладніць магутнасць помпы, якую яна ўжывае, і зрабіць канчатковы выбар помпы; ацаніць выбраны спосаб рэгулявання; вызначыць асноўныя параметры працы гідрапрывода на асобных рэжымах.

a. Характарыстыкі помпы і гідрасістэмы.

Асноўнымі характарыстыкамі помпы з'яўляюцца залежнасці Q=f(p), η=f(p), N=f(p). Такія графічныя залежнасці ў даведачнай літаратуры часцей за ўсё адсутнічаюць, таму для іх пабудовы прыменім спрошчаны метад.

Згодна з тэорыяй, падача помпы не залежыць ад ціску, таму тэарэтычная характарыстыка помпы Q=f(p) мае выгляд прамой лініі 1, якая праводзіцца паралельна восі ардынат (вось ціскаў - р) праз разліковае значэнне Q_п (па якім яна выбіралася), якоенеабхолна адкласці на восі абсцыс у адпаведным маштабе (мал. 8). Потым на гэтай лініі неабходна адзначыць пункт з пара-метрамі р_п і Q_п , які з’яўляецца пунктам сумеснай працы помпы і гідрасістэмы ( пункт В).

Сапраўдная падача помпы з павелічэннем ціску змяняецца, таму што павялічваюцца страты вадкасці. Таму сапраўдная харак-тарыстыка помпы Q=f(p) з велічэннем ціску будзе адхіляцца ад тэарэтычнай і пры велічыні р=2р_п дасягне свайго максімальнага эначэння ∆Q_п = Q_п (1 -η_а )=0,128*0.17 =0.022 дм³ /с

Гэта эначэнне неабходна адкласці ўлева ад тэарэтычнай характарьктыкі помпы на ардынаце р=2р_п , дзе атрымліваем пункт В'. Праз пункты В і В' праводзім лінію 2 (ВВ' ), якая і адпавядае сапраўднай характарыстыцы помпы Q_п =f(p).Для пабудовы характарыстыкі η=f(p) знойдзем значэнне агульнага ККДз помпы:

η=η_а η_г η_м (8.1)

дзе η_а , η_м - адпаведна аб'ёмны і механічны ККДз (прымаюцца з тэхнічнай характарыстыкі); η_г - гідраўлічны ККДз, роўны 1.

η=0.83*0.91=0.747

Гэта значэнне адпавядае рабочаму пункту В з параметрамі р_п і Q_п . Для знаходжання астатніх пунктаў прымяняюць наступныясуадносіны:

пры р₁ =0,5р_п =1.9 МПа, η₁ =0,9η=0,67

пры р₂ =р_п =3.8 МПа , η₂ =η=0,747

пры р₃ =1,5р_п =5.7МПа, η₃ =0,9η=0,67

пры р₄ =2р_п =7.6МПа, η₄ =0,8η=0.6

пры р=0 η=0

Па вылічаных значэннях р і η будуем характарыстыку η =f(р) лінія 3.

Для пабудовы залежнасці N=f(р) (лінія 4) неабходна вызначыць магутнасць, якую спажывае помпа:

N=pQ/η (8.2)

дзе значэнні р і Q прымаюць з характарыстыкі Q=f(p) для пунктаў, якія адпавядаюць η₁ , η₂ , η₃ , η₄ .

Пабудову характарыстыки гидрасистэмы праводзим па залежнасці:

р=рц+kQ²

дзе k-каэффіцыент супраціулення гідрасістэмы.

Пабудова характарыстыкі гідрасістэмы залежыць ад рэжыму руху вадкасці, які быў вызначаны раней. Так як пры ламінарным руху страты ціска прапарцыянальны расходу ў першай ступені, таму характарыстыку магчыма пабудаваць па двух пунктах:

пры Q=0, р= р_ц , а пры Q=Q_п , р=р_п

Гэта значыць, што характарыстыка гідрасістэмы ўяўляе сабой прамую лінію, якая праходзіць праз пункты0₁ і В (лінія 5).

Далей неабходна пабудаваць характарыстыку засцерагальнага клапана. Для гэтага на восі ардынат неабходна адкласці ціск, пры якім клапан павінен дзейнічаць. Гэты ціск прымаецца роўным р_кл =(1,2-1,3 )р_п =4.75 МПа . Ад адкладзенага ціску р_кл ўверх адкладываем велічыню ∆р_к =∆р_м (Q_п /Q_м )² : (кропка А₁ ). Праз пункты р_кл і А₁ неабходна правесці лінію 6, якая і з’яўляецца характарыстыкай засцерагальнага клапана.

Далейшая пабудова характарыстыкі гідрапрывада залежыць ад значэння мінімальнага расходу гідрацыліндра :

Q_min =0.25*Q_п (8.3)

Для канчаткова выбару помпы неабходна вызначыць магутнасць помпы пры рабоце засцерагальнага клапана (для гэтага неабходна ў формулу (1.26) /1/падставіць значэнні р,Q, і η, якія адпавядаюць пункту А₁ ).Атрыманая магутнасць павінна быць меншай за магутнасць прынятай помпы, якая вызначаецца па гэтай жа формуле пры значэннях р,Q, і η, узятых з тэхнічнай характарыстыкі.

9. ЦЕПЛАВЫ РАЗЛIК ГIДРАПРЫВАДА

Пры рабоце гідрапрывода частка механічнай энергіі пераўт-вараецца ў цеплавую. Цяпло, якое ў гэтым выпадку выдзяляецца, ідзе на награванне рабочай вадкасці і элементаў гідрапрывода, а таксама рассейваецца ў навакольнае асяроддзе цераз паверхню цеплаперадачы. Награванне рабочай вадкасці больш за дапушчаль-ныя межы непажадана, таму што з павелічэннем тэмпературы змяншаецца вязкасць і павялічваецца акісляльнасць вадкасці.

Падтрыманне тэмпературы вадкасці ў дапушчальных межах дасягаецца на аснове правядзення цеплавога разліку гідрапрывада.

Велічыня цеплавой энергіі, якая выдзяляецца пры рабоце, вызначаецца па залежнасці:

N_цепл =(1-η)N_п , (9.1)

дзе η - агульны ККДз гідрапрывода; N_п - магутнасць, якую спажывае помпа (адпавядае N_{A 1} ).

Агульны ККДз вызначаецца па залежнасці:

η=N_в /N_п =0.315/0.76=0.41 (9.2)

дзе N_в - магутнасць,якая затрачваецца на пераадольванне зададзенага карыснага намагання Р (N_в =Р*V_р =9000*0,035=0.315 кВт) з улікам парадку работы гідрапрывода.

N_цепл =(1-η)N_п =(1-0.41)*0.76=0.45 кВт

Велічыня тэмпературы масла t_м , якое знаходзіцца ў масленым баку, складаецца з зададзенай тэмпературы навакольнага асяроддзя t_а =20°C і прыросту тэмпературы ∆t за кошт цеплавой энергіі N_цепл і павінна быць меншай за t_дап .

t_м =( t_а +∆t )<= t_дап (9.3)

дзе t_дап - дапушчальная тэмпература рабочай вадкасці (масла), якая знаходзіша у межах (60-80)°С.

Значэнне ∆t вызначаецца па формуле цеплаперадачы:

∆t= N_цепл /(F_б k_б +F_тр k_тр ) (9.4)

дзе F_б ,F_тр - адпаведна плошча паверхні цеплаабмену масленага бака і трубаправодаў; к_б , к_тр - каэфіцыент цеплаперадачы адпаведна для бака і трубаправодаў, які выбіраюць з табл. 1.7. [1]. Звычайна для труб к_тр =12 Вт/(м² °С). Пры абдзіманні гідрабака паветрам к_б =10Вт/(м² °С).

Плошча паверхні цеплаабмену трубаправодаў гідрапрывода вызначаецца па залежнасці:

F_тр =π (9.5)

дзе d_i , l_i - адпаведна дыяметр і даўжыня асобных участкаў.

F_тр =π(d_н l_н +d_зл l_зл )=3,14(10*19+12*6)*10^-3 =0,823 м²

Для вызначэння плошчы паверхні цеплаабмену масленага бака неабходна вызначыць яго памеры.

Аб’ем масла, неабходны для работы гідрапрывода прымаюць роўным (2-3) хвіліннай падачы выбранай помпы:

V_м =(2-3)Q_п =2*60*0,000128=0.015м³ (9.6)

Поўны (геаметрычны) аб'ём бака павялічваюць на (20-30)%. 3 улікам гэтага

V_б =(1,2-1,3) V_м =1,25*0.015=0.019м³

Гэта значэнне акругляем у большы бок і прымаем V_б =25 л згодна з ДАСТ 16770-71 (дадатак 14).

Часцей за ўсё форма бака прымаецца прамавугольнай з суадносінамі старон а:b:h - 1:2:3, дзе a,b,h -адпаведна шырыня, даўжыня і вышыня бака.

Тады, улічваючы V_б і суадносіны паміж старонамі бака:

а===0.161м (9.7)

b=2a=0,322 м (9.8)

h=3a=0.483 м (9.9)

Пасля гэтага неабходна вылічыць плошчу паверхні цеплаабмену бака:

F_б =ab+2h(a+b)= 0.161*0,322 +2*0.483 (0.161+0,322)=0.518 м² (9.10)

Δt==30 ⁰ C

Вызначаем тэмпературу масла:

t_м =( t_а +∆t )=(20+30)=50°С<tдоп,

Схема гідрабака

Мал. 9

1-корпус бака 5-усмактываючая труба

2-накрыўка бака 6-перагародка

3-труба зліва 7-зліўные пробкі

4-пробка

10. РАЗЛIК МЕТАЛАЁМКАСЦI ГIДРАПРЫВАДА

Адной з пераваг гідрапрывода ў параўнанні з іншымі прыводамі з’яўляецца яго малая металаёмістасць, што магчыма атрымаць за кошт прымянення ў іх высокага ціску.

Металаёмістасць гідрапрывода характарызуецца каэфіцыентам q_N , які вызначаецца па формуле:

q_N =G_гп /N_в (10.1)

дзе G_гп - агульная вага гідрапрывода.

Разлічым вагу гідрацыліндраў. Вага гільзаў цыліндраў:

Gгц=(*L*((D+2*δ)- D)/4+2**(D+2*δ)*δнакр/4)*ρ (10.2)

Gгц1=4.2кг.

Gгц2=4.2кг.

Gпоршня=Dbρ/4

b- шырыня поршня(0.035м)

Gпоршня _1,2 ==0.45кг (10.3)

Вага штокаў разам з поршнямі:

G_штіп1,2 =b*π*d² *ρ/4

Gштока_1,2 =2.37кг

Вагу трубапровада вызначаем па формуле:

G_тр =l_н *π(d_вн ² –d_н ² )*ρ/4+ l_зл *π(d_взл ² –d_зл ² )*ρ/4 (10.4)

G_тр = ((0.0164² -0.01² )*19+(0.02² -0.012² )*6)*3.14*250/4=9.3 кг

Вагу гідраапаратуры вызначым па формуле:

G_га = 7+1.6+2.5+6.3+2.4+2*1.5=22.8 кг

Агульная вага гідрапрывода:

G_гп =2*4.2+2*0.45+2*2.37+9.3+22.8=46.14кг (10.5)

q_N =46.14/315= 0.14645 кг/Вт (10.6)

СПІС ЛІТАРАТУРНЫХ КРЫНІЦ

1. Санковіч Я.С. Гідраўліка і асновы гідрапрывода. Гідраўліка, гідрамашыны і гідрапрывод. Мн. 1998 г.

2. Мядзведзеў В.Ф. Даведныя матэрыялы па выкананню разлікова графічных і курсавых работ. Мн. 1983г.

3. Вільнер Я.М., Кавалеў Я.Т., Некрасаў Б.Б. Даведны дапаможнік па гідраўліцы, гідрамашынам і гідрапрыводам. Мн. “Вышэйшыя школа” 1916 г.