2.2. Визначення діаметру поршня силового циліндра.
Складемо рівняння рівноваги поршнів силових циліндрів, нехтуючи силами інерції:
P1|F1| = P2|F2| + R + T (2.3)
де F1| – площа|майдан| поршня з боку поршневої порожнини, м2|;
F2| – площа|майдан| поршня з боку штокової порожнини, м2|;
R – зусилля на штоках, кН|;
T – сила тертя, прикладена до поршня, кН.
Сила тертя T збільшується із|із| зростанням|зростом| тиску|тиснення| рідини в циліндрі. Її можна визначити за формулою:
T = (0,02...0,1)R = 0,08 · 47 = 3,76 кН|.
Визначимо площі|майдани| гідроциліндра F1| і F2|, використовуючи співвідношення:
;
(2.4)
де VПР| і VПХ| – швидкості| поршня при робочому і холостому|холостому| ході, м/с.
Перетворимо рівняння до вигляду:
(2.5)
Витрату рідини, що поступає|надходить| в силовий циліндр можна визначити за формулою:
Q = VП · F (2.6)
Якщо витрата рідини, що поступає|надходить| в силовий циліндр при робочому і холостому|холостому| ході однакова, то
Q = VПp·F1| і Q = VПx·F2|
тому:
З|із| цього випливає, що:
або
(2.7)
звідки
Отже, вираз|вираження| площі|майдану| поршня в штоковій порожнині прийме вигляд|вид|:
Підставляючи вирази площ|майданів| F1| і F2| в (2.3), зможемо визначити діаметр поршня:
(2.8)
2.3. Вибір гідроциліндра.
Приймаємо стандартний діаметр циліндра D = 110 мм [1, ст. 16]. По довіднику вибираємо гідроциліндри загального|спільного| призначення по ОСТ 2 Г21-2-73 [2, ст. 67, табл. 4] з|із| номінальним тиском|тисненням| P*| = 10 МПа (рис. 2.2).
Рис. 2.2 – Поршневий гідроциліндр односторонньої|двобічної| дії по ОСТ 2 Г21-2-73
Таблиця 2.1 – Габаритні і приєднувальні розміри гідроциліндра, мм
|
D |
S |
d |
|
110 |
630 |
50 |
Оскільки хід штока S ≤ 10D|, то його на подовжній вигин|згин| можна не перевіряти.
Розрахуємо|полічимо| площу|майдан| поршня в поршневій і штоковій порожнині:
(2.9)
(2.10)
2.4. Визначення витрати робочої рідини і вибір насоса.
Визначаємо витрату рідини, що поступає|надходить| в поршневу порожнину кожного силового гідроциліндра:
(2.11)
де VПР| – швидкість переміщення поршня, яка визначається відношенням|ставленням| ходу поршня до часу робочого ходу, м/с:
тоді
Подача насоса з урахуванням|з врахуванням| витоків робочої рідини визначиться по формулі:
QH| = (QЦ1| + ΔQЦ)· z + ΔQЗОЛ + ΔQЗК (2.12)
де ΔQЦ – витоки рідини в силовому циліндрі, л/хв;
ΔQЗОЛ – витоки в золотнику, л/хв;
ΔQЗК – витоки через запобіжний клапан, л/хв;
z – число гідроциліндрів.
Витоки в силовому циліндрі ΔQЦ визначимо по формулі [1, ст. 17, табл. 2.2]:
(2.13)
Витоки в золотнику [1, ст. 17, табл. 2.3]:
(2.14)
Витоки через запобіжний клапан приймемо ΔQЗК = 0,1QН|. Подача насоса:
QH| = (28,5| + 0,041)· 2 + 0,118 + 0,1QН
Визначимо робочий об'єм|обсяг| насоса:
(2.15)
де n – частота обертання ротора насоса, об/хв;
η0| – об'ємний ККД насоса.
Вибираємо по розрахованих параметрах пластинчастий|пластинчатий| гідронасос| Г12-24М з|із| робочим об'ємом|обсягом| 80 см3|, номінальною подачею 70 л/хв, номінальним тиском|тисненням| 6,3 МПа і об'ємним ККД η0*| = 0,9 [2, ст. 22, табл. 3] (рис. 2.3).
Рис. 2.3 – Пластинчастий|пластинчатий| насос Г12-24М
Насос складається з корпусу 2 з|із| кришкою 9, між якими розміщуються кільце статора 11. На приводному валу 4 на шліцах встановлений|установлений| ротор 1, в пазах якого поміщені пластини 12. Вал обертається в шарикових підшипниках 3. До торців ротора притиснуті торцеві розподільні диски 7 з|із| чотирма вікнами для всмоктування і нагнітання. Один з торцевих розподільних дисків плаваючий: на початку роботи насоса він притискається до ротора пружинами 6, а під час роботи – тиском|тисненням| рідини, що поступає|надходить| з|із| напірної гідролінії|. Герметизація насоса досягається установкою гумового або пробкового|коркового| кільця 10 і манжет 5 з|із| маслостійкої| гуми. Витоки| відводяться через дренажний отвір 8.
Уточнюємо витрату рідини, що витікає через запобіжний клапан в бак:
ΔQЗК = qnη0| - z(QЦ1| + ΔQЦ) - ΔQЗОЛ =
=80·10-3·960·0,91 - 2(28,5+0,041) - 0,118 = 14,8 л/хв.