Гидропривод навесного одноковшового экскаватора

б) минимальное………………………………………………...0,07 МПа

4) Номинальный перепад  давления для гидромотора…………...20 МПа

5) Максимальное давление на входе  в гидромотор……………...35 МПа

6) Максимальное давление на выходе из гидромотора………….1,6 МПа

7) Максимальное давление дренажа………………………………0,08 МПа

8) Частота вращения:

а) номинальная……………………………………….…………1500 мин^-1

б) максимальная:

1. для гидромоторов  и насосов при максимальном давлении на входе………………………………………………….………………3000 мин^-1

2. для насосов при минимальном давлении на входе……..……2200 мин^-1

в) минимальная:

1. для насосов…………………………………………………….400 мин^-1

2. для гидромоторов……………………………………………..50 мин^-1

9) Номинальная подача насоса……………………………………..159,6 л/мин

10) Номинальный расход гидромотора……………………………177 л/мин

11) Крутящий момент гидромотора:

а) номинальный…………………………………………………..…342 кНм

б) страгивания…………………………………………………..…...288 кНм

12) Номинальная потребляемая мощность насоса……………….…...60,5 кВт

13) Коэффициент подачи (объемный КПД) насоса в номинальном режиме…………………………………………………………………...….0,95

 

14) Гидромеханический КПД гидромотора в номинальном режиме...0,96

15) Полный КПД в номинальном режиме…………………………...…0,92

16) Характеристика рабочей жидкости:

1. температура:

а) минимальная………………………………………………….……-40 ˚С

б) максимальная………………………………………………………+75 ˚С

2. класс чистоты рабочей жидкости………………………….…………12-14

3. номинальная тонкость фильтрации…………………………..……….25

17) Масса (без рабочей жидкости) не более…………………………….31кг

18) Температура окружающей среды (рабочая):

а) для исполнения У…………………………………………...-45…+40˚С

б) для исполнения Т……………………...……………………-10…+45˚С

в) для исполнения ХЛ……………………………………….…-60…+40˚С

По технической характеристике выбранного насоса производим 
уточнение действительной подачи насоса[1]: 

Q_HД= q_HД×nНД×ηоб,     (5)

где Q_HД - действительная подача насоса, дм³/с; q_HД - действительный рабочий объем насоса, дм³ (дм³/об); nНД - действительная частота вращения вала насоса, n_нд = n_н, c^-1 (об/с); ηоб - объемный КПД насоса.

Действительная частота вращения вала насоса n_нд в формуле (5) может отличаться от номинальной частоты вращения вала насоса из его технической характеристики и берется равной частоте n _н, принятой в формуле (4).

Q_HД= q_HД×nНД×ηоб=0,112×25×0,95=2,66 дм³/с

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3.3. Определение внутреннего диаметра гидролиний, скоростей движения жидкости

Расчетные значения внутренних диаметров всасывающей, напорной и сливной гидролиний определяют из уравнения неразрывности потока жидкости с учетом размерностей по формуле [1]:

d_p=

,   (6)

где d_p - расчетное значение внутреннего диаметра гидролинии, м; Q_НД - действительный расход жидкости (подача насоса), дм³/с; V_ж -скорость движения жидкости в гидролинии, м/с.

Зададимся скоростями движения жидкости [4].

Для всасывающей гидролинии примем V_вс = 1,2 м/с.

Для сливной гидролинии примем V_сл = 2 м/с.

Для напорной гидролинии примем V_нап = 6,2 м/с.

Для всасывающей гидролинии:

d_pвс=

= =0,053 м

По расчетному значению внутреннего диаметра гидролинии d_{p вс} =53мм производим выбор трубопровода по ГОСТ 8734-75, при этом действительное значение диаметра всасывающего трубопровода d_вс= 63 мм.

Значение толщины стенки трубопровода примем 4 мм.

Для сливной гидролинии:

d_pс=

= =0,041 м

 

По расчетному значению внутреннего  диаметра гидролинии d_{p сл} = 41 мм производим выбор трубопровода по ГОСТ 8734-75, при этом действительное значение диаметра сливного трубопровода d_сл= 50 мм.

Значение толщины стенки трубопровода примем 4 мм.

 

Для напорной гидролинии:

d_pс=

= =0,023 м

По расчетному значению внутреннего диаметра гидролинии d_{p нап} = 23 мм производим выбор трубопровода по ГОСТ 8734-75, при этом действительное значение диаметра напорного трубопровода d_нап= 25 мм.

Значение толщины стенки трубопровода примем 4 мм.

 

Действительная скорость движения жидкости V_жд , м/с, определяется по формуле [1]:

,           (7)

где V_жд - действительное значение скорости движения жидкости, м/с; d - действительное значение внутреннего диаметра гидролинии, м; Q_HR - действительный расход жидкости, дм³/с.

Для всасывающей гидролинии:

Для сливной гидролинии:

 

Для напорной гидролинии:

 

 

 

 

 

 

3.4. Выбор гидроаппаратуры, кондиционеров рабочей жидкости

Техническая характеристика секционного гидрораспределителя ЭО-4121А, [5]:

Таблица 1

Параметр	Значение
Число секций в одном  блоке	5
Давление на входе, МПа: номинальное максимальное допускаемое в сливной гидролинии	25 32 0,8
Расход рабочей жидкости, дм3/мин: номинальное максимальное	320 400
Максимальные утечки рабочей жидкости при номинальном давлении, см3/мин,не более: по зазорам между корпусом и золотником из рабочих полостей в сливную полость при нейтральной позиции золотника через обратные клапаны напорной и промежуточной секции	150 10
Изменение давления настройки  первичного предохранительного клапана при изменении расхода от минимального (10 дм3/мин) до номинального и изменении давления от 10 до 25 МПа, МПа, не более:	2,5
Сила необходимая для  перемещения золотника из нейтральной  позиции в рабочую при номинальном  давлении и расходе, Н, не более	350
Масса,кг	137

 

 

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

 

Таблица 2

Параметр	Значение
Условный проход, мм: клапана гидрораспределителя	20 32
Максимальный расход рабочей жидкости, дм3/мин	400
Диапазон регулирования давления, МПа	5-31,5
Масса, кг	3,6

 

Основные параметры  дросселя с обратным клапаном 62800 [5]

 

Таблица 3

Параметр	Значение
Условный проход, мм:	25
Номинальный расход рабочей  жидкости, л/мин:	160
Давление, МПа: номинальное максимальное	32 35
Масса, кг	3,2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

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

 

Таблица 5

Параметр	Значение
Условный проход, мм	50
Номинальный расход через  фильтр, дм3/мин	250
Номинальная тонкость фильтрации, мкм	25
Номинальное давление, МПа	0,63
Номинальный перепад давления при номинальном расходе, МПа, не более	0,11
Перепад давления на фильтроэлементе  при открывании перепускного клапана, МПа	0,3
Ресурс работы фильтра, ч	300
Масса сухого фильтра, кг	18,2

 

 

 

 

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

 

Таблица 6

Параметр	Значение
Плотность при 20°С, кг/м3	865
Вязкость при 50°С, сСт	10
Температура застывания, °С	-60
Температура вспышки, °С	135

 

 

 

 

 

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]

 (9)

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=

    (11)

Для всасывающей гидролинии:

Определяем число Рейнольдса Re по формуле [1]:

   (12)

 

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 []:

   (13)

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

Тогда потери давления в гидролинии ∆p сосавят:

 

∆p=∆p_l + ∆p_м =0,00009+0,00124=0,00133 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=0,088+0,21=0,298 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.