Потери давления в напорной магистрали

Dp_н = 0,07 + 0,12 + 0,2 = 0,39 МПа.

Давление за насосом

p₀ = 5 + 0,1 = 5,1 МПа.

Определяем давление в поршневой камере двигателя

p_д1 = 5,1 - 0,39 = 4,61 МПа.

10. Рассчитываем потери давления в сливной магистрали.

Потери давления на распределителе – 0,2 МПа. Потери дав­ления на регуляторе потока – 0,2 МПа.

Уточняем значение скорости потока в сливной магистрали:

u_с = 0,46 ^. 10 ^{– 3} / 2 ^. 10 ^{- 4} = 2,3 м/с.

Вычисляем значение числа Рейнольдса:

Re = 2,3 ^. 0,016 / 0,3 ^. 10 ^{- 4} = 1230,

что также меньше критического значения, следовательно, режим течения ламинарный.

Определяем коэффициент трения:

l = 64 / 1230 = 0,052.

Потери давления по длинеl_с = 5 м для сливного трубопро­вода

Dp_тс2 = 0,052 ^. 5 ^. 2,32 ^. 900 / 2 ^. 0,016 = 0,04 МПа.

Потери давления в сливной магистрали

Dp_с = 0,04 + 0,2 + 0,2 = 0,44 МПа.

Находим давление в штоковой камере двигателя по формуле (4.47)

p_д2 = 0,1 + 0,44 = 0,54 МПа.

Вычисляем максимальное усилие, которое развивает гидроци­линдр при выбранных параметрах привода

P_дmax = 28,3 ^. 10 ^–4 (4,61^. 10 ⁶ – 0,72 ^. 0,54 ^. 10 ⁶) = 11946 Н,

что больше полной внешней нагрузки, т.е. P_дmax > P_max.

Определяем гидравлический КПД привода по формуле (4.50)

h_г = (4,61 – 0,72 ^. 0,54) / (5 – 0,1) = 0,86.

Таким образом, выбранные параметры привода обеспечивают задан­ный закон перемещения и силовое воздействие цилиндра.

11. Выполняем тепловой расчет.

Определяем потери мощностиDN при течении потока рабочей жидкости по формулам (4.52), (4.53) и (4.54):

DN = 0,39 ^. 10 ^{6 .} 0,79 ^. 10 ^{- 3} + 0,44 ^. 10 ^{6 .} 0,46 ^. 10 ^{- 3} = 0,51^. 10 ³ Вт.

В первом приближении принимаем полезный объем гидробака равным пятиминутной номинальной подаче насосапо формуле(4.57)

V_б = 300 ^. 0,79 ^. 10 ^{- 3} = 0,237 м ³ = 237 дм ³.

Выбираем ближайшее значение из номинального ряда вмести­мостей гидробаков по ГОСТ 12448–80 (дм ³):

V_б = 250 дм ³.

Выбираем цилиндрическую форму гидробака. Площадь стенок бака F_ст в этом случае определяется по формуле

F_ст = 5,5 ^. V_б ^2/3;

F_ст = 5,5 ^. 0,25 ^2/3 = 2,2 м ².

Принимаем, что теплообмен происходит при естественной циркуляции воздуха. Коэффициентk_тп теплопередачи в этом слу­чае k_тп = 20 Вт/м ^{2 . О}С.

Определяем удельную мощность теплоотдачи в окружа­ющую среду при перепаде температуры на 1 ^ОС по формуле (4.56)

P_ту=20 ^. 2,2 = 44 Вт / ^ОС.

Определяем по отношению (4.58) изменение температуры рабочей жидкости при установившемся режиме работы привода

DТ = 0,51^. 103 / 44 = 11,6 ^ОС.

При температуре окружающей средыT₀ = 20 ^ОC температура рабочей жидкости составит

T_ж = 20 + 11,6 = 31,6 ^ОС,

что меньше максимально допустимой температуры эксплуатации. Следовательно, выбранные параметры гидробака обеспечивают работу привода в допускаемом температурном режиме.

Насос гидропривода должен обеспечить необходимую подачу:

Q_н = Q_д + Q_ут = 47,4 + 0,2 = 47,6 л/мин,

где Q_ут = 0,2 л/мин – утечки через предохранительный клапан.

В качестве насоса выбираем по каталогу пластинчатый нерегулируемый насос Г15–24М, обеспечиваю­щий подачу 70 л/мин.

Эффективная мощностьна валу насоса

N=47,6 ^. 4 / 60 = 3,2 кВт.

Выбранные параметры обеспечивают работу гидропривода при заданном режиме. Проектировочный расчет гидропривода выполнен.