calculul diametrului cilindrului hidraulic

Introducere

În industria constructoare de maşini contemporane şi moderne se întrebuinţează pe larg acţionarea hidraulică. Acţionările hidraulice sunt folosite în sistemele de dirijare automată a maşinilor-unelte de aşchiere a metalelor şi l iniilor automatizate a roboţilor-manipulatori şi a maşinilor tehnologice din industria metalurgică, alimentară şi cea uşoară etc.

Folosirea acţionărilor hidraulice ne permite să obţinem o productivitate înaltă a maşinilor, fiabilitate şi consum mic de material. Spre exemplu: la strunguri şi la utilajele de forjare sunt folosite sistemele hidraulice pentru efectuarea mişcării principale, automate şi a deplasărilor automate de copiere a mecanismelor de acţionare a organelor de lucru etc.

Acţionarea hidraulică este o totalitate de dispozitive menite să pună în funcţiune mecanismele şi maşinile prin intermediul hidraulic aflat sub presiune. Acţionarea hidraulică volumică este totalitatea maşinilor hidraulice şi volumice şi al aparatajului hidraulic al dispozitivelor auxiliare şi al maşinilor hidraulice. Pompele - transformă energia mecanică a motorului antrenat în energia potenţială a presiunii lichidului.

Motoarele hidraulice - transformă energia lichidului în mişcare de translaţie, de rotaţie şi de orientare a elementului la ieşire.

Dirijarea acţionărilor hidraulice se produce cu ajutorul aparatajului hidraulic (pompă-motor hidraulic) şi anume: supapele de siguranţă, supapele cu clapetă reversibilă, drosele şi distribuitoare.

Mecanismele de control sunt: manometrele; releurile de presiune, de temperatură , nivel şi timp; reductoarele de poziţie a elementului la ieşire.

Potrivit principiului de reglare a vitezei se deosebesc sisteme hidraulice cu reglare prin drosel (rezistivă), volumică şi combinată. În cazul de faţă noi avem un sistem hidraulic cu reglare prin drosel, care este montat la ieşire. Avantajul acţionării hidraulice cu reglare prin drosel constă în sensibilitate înaltă şi rapiditate, forţa necesară pentru deplasarea elementelor de reglare prin blocarea distribuitoarelor hidraulice şi simplitatea construcţiei dispozitivelor hidraulice şi preţul mic. Însă acţionările hidraulice cu reglare prin drosel au un randament mic, condiţionat de însuşi principiul de stopare al fluxului fluidului de lucru.

1. Partea descriptivă a

sistemului hidraulic

1.2. Expunerea avantajelor şi dezavantajelor acţionărilor hidraulice, argumentarea folosirii schemei hidraulice pentru maşina concretă .

Avantajele sistemei hidraulice date sunt:

a) Posibilitatea de a avansa viteza organului de lucru în limite mari.b) Posibilitatea de a dezvolta eforturi mari a organelor de lucru în timp

îndelungat.c) Asigurarea suprafeţelor în frecare a organelor de lucru cu lubrifiant.d) Inerţia mică a organelor de lucru.e) Posibilitatea de a transmite energia hidraulică în mişcare liniară, rotativă.f) Proprietatea de a proteja sistemul hidraulic prin limitarea presiunii.g) Cu ajutorul motoarelor hidraulice cu momente mari se poate simplifica

considerabil schemele cinematice a maşinilor unelte.

Dezavantajele sistemei hidraulice date sunt:a) Schimbarea temperaturii în sistemul hidraulic aduce la schimbarea

viscozităţii care prin urmare aduce la mărirea pierderilor volumice şi la micşorarea pierderilor volumice şi la micşorarea vitezei de mişcare a organului de lucru şi a randamentului volumic şi total al sistemului hidraulic.

b) Schimbarea presiunii în sistemul hidraulic aduce la schimbarea compresibilităţii ca urmare se întârzie începutul mişcării organului de lucru .

c) Sistemul hidraulic este sensibil la scurgerile interne şi externe şi la impurităţi.d) Reglarea hidraulică este mai complicată decât reglarea pneumatică. În sistemul aceasta hidraulic se foloseşte pompă cu productivitatea constantă. Reglarea presiunii de lucru şi a presiunii în magistrala de deversare o efectuează supapa de presiune de tip PG 54-22. Aici este întrebuinţată reglarea vitezei avansului de lucru prin drosel. Pentru descărcarea sistemului este folosit distribuitorul tripoziţional , care, aflându-se în poziţia neutră, leagă magistrala de refulare cu rezervorul.

e) Metoda examinată de reglare prin drosel nu permit să se menţină viteza organului de lucru constantă şi independentă de sarcină, pentru că la varierea sarcinii, căderea de presiune ∆P din drosel se schimbă. Acest neajuns al reglării prin drosel se poate înlătura, înlocuind droselul prin regulatorul de flux.

1.3. Descrierea schemei hidraulice principiale alcătuite, principiul de lucru.

Figura 1 conţine pompa hidraulica P, supapa de presiune SS , distribuitorul hidraulic tripoziţional cu comandă hidraulica DH, motorul hidraulic MHL cuplat, organul de lucru, filtrul F, regulatorul de debit RF, releul de presiune RP releul de timp RT şi rezervorul R.

Sistemul hidraulic elaborat este predestinat pentru îndeplinirea următorului ciclu de lucru:

PI-AR-AL1 -Iv- AL2-AL3-AL4-AL5-AL6-RR-Stop

Aici este folosit în calitate de motor hidraulic liniar cilindru hidraulic cu tijă unilaterală care transformă energia lichidului în mişcare liniară şi este transmisă organului de lucru. Luând în consideraţie că presiunea fluidului nu este prea mare folosim în construcţia sistemului hidraulic distribuitoare cu dirijare electromagnetică. Pentru reglarea rezistivă a vitezei organului de lucru pentru cazul când droselul este montat la intrare vom folosi drosele cu regulator. Iar comanda dispozitivului este efectuată cu releu de presiune amplasate deasupra tijei cilindrului hidraulic.

Principiul de lucru

În poziţia iniţiala electromagneţii E1 şi E2 sînt deconectaţi, distribuitorul DH1 se află în poziţia zero şi pompa se descarcă prin supapa de presiune SP în rezervor.

P.I. E1(-); E2(-); → DH1 (0) Intrare: Rz – P – DH1(0) – SP – R → vMHL=0

Pentru efectuarea avansului rapid (AR) se conectează magnetul electric E1. Sertarul distribuitorului DH1 ocupă poziţia a şi fluidul de lucru pătrunde în pompa P în camera cu tijă a hidromotorului CH. AR-DH1(1)-DH2(1)-E1(-)-E2(+); Intrare: Rz – P – DH1(1)-DH2(1) –SSU1-MHL

SP RP1

Ieşire: MHL – SSU1-DH1(1)– Rz

RP2

Deci viteza avansului rapid este: VAR=QpF 1

=f 1(Qp)

Evacuarea fluidului din camera a doua a hidromotorului MHL în rezervor se realizează prin rigola inelara b, distribuitorul DH1 (a) . Prin canalele aşezate pe partea frontală din dreapta a pistonului, la mişcarea pistonului în dreapta se

produce închiderea treptată a rigolei b, ce duce la micşorarea vitezei deplasării organului de lucru. În acest caz are loc frânarea pe distanţa egală cu lăţimea rigolei şi lungimea canalului de pe piston. După închiderea completă a rigolei b a camerei cu tijă, fluidul începe a se scurge prin filtrul F, regulatorul de flux RF, , distribuitorul DH1 (poz. a) şi în rezervor.

Astfel, comutarea automată de la admisiunea (AR) la avansul de lucru (AL) după frâna preliminară (F) e îndeplinită nemijlocit de piston pe parcurs.

AL1- E1(+)- E2(-)-E3(+)-DH1(1)-DH2(2) Intrarea: Rz–P–DH1(1)-DH2(2)-F1-DR1–MHL

SP

Ieşire: MHL –DH1(1)-SSU1– RZ

RP2

Deci viteza avansului de lucru 1 este: VAL1=QDR 1

F 1=f 2(Q)

Oprirea cu durata de timp (OR) după avansul de lucru (AL) şi comutarea la inversare (Iv) după trecerea timpului t (secunde) este asigurată de interacţiunea releului de timp (RT) în următoarea consecutivitate. Contrapresiunea din camera fără tijă a hidromotorului MHL, după apropierea masei în opritor, scade până la zero, iar la descreşterea presiunii reacţionează releul de presiune RP, arcul căruia este reglat la presiunea minimală. De la microîntrerupătorul releului de presiune RP se transmite comanda la releul de timp RT, iar de la el, după intervalul de t secunde, către electromagneţii El şi E2 ai distribuitorului hidraulic DH. Are loc inversarea:

Iv-E1(-)-E2(+)-E3(-)-DH1(2)

AL2-E1(-)-E2(+)--E4(+)- DH3(2) Intrarea: RZ–P–DH1(2)–DH3(2)-F2-DR2-DH4(1)-DH5(1)-DH5(1)–MHL

SP

Ieşire: MHL –SSU2– DH1(2) – RZ

RP2


F 1

AL3-E1(-)- E2(+)-E5(+)-DH4(2)

Intrarea: RZ–P–DH1(2)–DH4(2)-F3–DR4-(2)-DR5(1)DR6(1)-MHL

SP RP2

Ieşire: MHL – SSU2 – DH1(2) – RZ

RP2


F 1

AL4-E1(-) - E2(+)-E6(+)-DH5(2)Intrarea: RZ–P–DH1(2)–DH3(1)-DH4(1)-DH5(2)-DH6(1)-F4-DR4–MHL

SP RP2

Ieşire: MHL – SSU2 – DH1(2)-RZ

RP2


F 2

AL5-E1(-)E2(+)-E7(+)-DH1(2)-DH6(2)

Intrarea: RZ–P–DH1(2)–DH3(1)-DH4(1)-DH5(1)-DH6(2)-F5-DR5–MHL

SP RP2


RP2


F 2

După inversare şi ultimul avans de lucru are loc retragerea rapidă a organului de lucru în poziţia iniţială. Retragerea rapidă are loc atunci când distribuitorul DH1 se află în poziţia b. Atunci fluidul de la pompa P pătrunde prin distribuitorul DH1(b) în hidromotorul MHL. Evacuarea are loc prin distribuitorul DH (b) în rezervor.

RR-E1(+)-E2(-)-DH1(1)Intrarea: R–P–DH1(1)–MHL

SP


RP2

Deci viteza retragerii rapide este: VRR=QP

F 2

Oprirea organului de lucru se poate realiza cu pompa în funcţiune, pentru care fapt e necesar de a transfera sertarul distribuitorului DH1 în poziţia nulă. În acest caz puterea consumată pentru rotaţia pompei scade considerabil. Pentru a asigura fiabilitatea sistemului a necesar de a regla releul de presiune RP la presiunea P=(0,20, 3) MPa.

Stop: E1(-); E2(-); → DH1 (0) R – P – DH1(0) – SP – R → vMHL=0

Destinaţia pompei hidraulice Pompa hidraulică este destinată pentru a transforma energia mecanică

primită de la motoarele electrice în energia hidraulică a fluidului care este transmis în sistemul hidraulic şi anume organului de lucru.

Destinaţia motorului hidraulic Motorul hidraulic este destinat pentru a transforma energia potenţială a

lichidului în energia mecanică a organului de lucru. Maşina hidraulică poate lucra şi în regim de pompă şi de motor.

Destinaţia distribuitoarelor Distribuitoarele hidraulice sunt destinate pentru deversarea, oprirea şi

pornirea organelor de lucru ale maşinilor-unelte şi al utilajului tehnologic ce se efectuează prin schimbarea direcţiei mişcării fluxului lichidului de lucru al sistemului hidraulic, deschiderea şi închiderea sistemului, schimbarea direcţiei. Distribuitorul hidraulic (DH) cu trei poziţii este destinat pentru pornirea şi deversarea ciclului.

Destinaţia aparatului de presiune Aparatul de presiune (SS) este destinat pentru protecţia sistemului hidraulic de

supraîncărcare şi menţinerea unei presiuni constante de determinare.Destinaţia droselelor cu regulator

Drosele cu regulator sunt destinate pentru a regla debitul de lichid, prin urmare şi viteza organului de lucru. În cazul dat sunt folosite drosele cu regulator şi sunt instalate la ieşire.

Destinaţia supapelor de sens unic Supapele de sens unic sunt folosite în sistemele hidraulice cu scopul de a

permite fluidului de a se mişca prin conducte numai într-un sens.Destinaţia filtrelor

Filtrele sunt destinate pentru a curăţi de diferite impurităţi fluidele hidraulice, pentru evitarea depunerii acestor impurităţi pe pereţii conductelor, la aparatajul hidraulic, care va duce la stoparea lor şi micşorarea preciziei de mişcare a organului de lucru.

1.4. Destinaţia fluidului şi alegerea lui.

În afară de funcţia principală – transmiterea energiei de la pompă la motorul hidraulic – fluidul de lucru îndeplineşte la fel şi funcţii auxiliare importante: lubrifierea suprafeţelor de frecare, protejarea lor de corodare, răcirea sistemului hidraulic, înlăturarea din sistem a produselor uzării cuplului în frecare.

Diversitatea sarcinilor îndeplinite de fluidul de lucru defineşte o serie de cerinţe, care i se impun:

Modul volumic de elasticitate înalt şi stabil;

Gradientul de temperatură al viscozităţii minimale; Bune proprietăţi lubrifiante; Rezistenţa la oxidare; Rezistenţa mecanică înaltă; Lipsa impurităţilor mecanice.

În afară de aceasta, fluidul de lucru nu trebuie să fie toxic, agresiv faţă de materialul elementelor de etanşare, să nu degajă vapori şi gaze, să nu facă spumă, să posede temperatura de congelare joasă, să fie ieftin.

Se recomandă de a folosi uleiuri a căror viscozitate deviază minimal la schimbarea temperaturii. Pentru a se evita formarea vaporilor, uleiul trebuie să aibă temperatura de inflamabilitate destul de înalt.

Uleiurile minerale încep a se evapora vădit la temperaturi cu aproximativ 80% mai mic ca temperatura lor de inflamabilitate. Pentru a evita perturbările în lucrul acţionărilor hidraulice, uleiurile trebuie să aibă temperatura de congelare joasă, ce este deosebit de important în condiţii climaterice reci. Este foarte important să se cunoască temperatura minimă, la care fluiditatea uleiului mai permite încă folosirea lui în mecanismele hidraulice. Ţinând cont de cele menţionate mai sus alegem în calitate de fluid uleiul industrial M-18, cu următoarele caracteristici:

Densitatea [kg/m3 ] (la 200) ------------------------------880 Viscozitatea cinematică [mm2/s] (la 50o C) ---- ----6,5–20,5 Temperatura [0C] – de inflamare ------------------ -------170

- de congelare ------------------- --------------------------15 Capacitatea de lubrifiere ---------------------------- ----bună.

2.1. Calculul diametrului cilindrului hidraulic.

Parametrii de bază ai cilindrilor hidraulici sunt:

diametrul cilindrului – D;

diametrul tijei –d;

cursa tijei – L;

căderea de presiune – PL – în timpul mişcării stabilizate.

Diametrul cilindrului hidraulic D [mm] cu tijă unilaterală la intrarea fluidului în camera este egal cu.

D=2*√ Pπ∗PL∗ηm

=2*√ 240003.14∗2.75∗0.88

=2∗√ 240007.598

=112.4[mm]

Fig. 2.1. Schema de calcul a motorului hidraulic.

In care P=24*103-presiunea teretica sau forta pe organul de lucru al masinii N;

-caderea de presiune in cilindrul hydraulic MPa.

P1=3 MPa si P2=0 .25 MPa

ηm=1-randamentul hidromecanic al cilindrului hydraulic.

Diametrul tijei se determina din formula:

d=√ φ−1φ

*D=√ 1.33−11

*112.4=55.98

unde φ=1 .33-coeficient de multiplicare.

Diametrul pistonului D si al tijei d se precizeaza conform sirului normalizat al diametrelor dupa STAS 12447-80:

Diametrul cilindrului: D=110mm

Diametrul tijei: d=63mm

Consumul nominal:200l/min

Forta maxima de impingere:46.6-39.8kN

Presiunea maximal a cursei moarte:0.16-0.29MPa

Finetea filtrarii nominale:40μm

Masa:102.3kg

Grosimea (mm) peretilor cilindrului hydraulic cu pereti subtiri se determina dupa formula

δ=kr∗pl∗D

2∗[σ¿¿a]¿=1.1∗2.75∗110

2∗50 =3.025mm

unde p=3.75-presiunea in cilindru,MPa;k=1 -coeficientul ce caracterizeaza rezerva la presiune;D=90-diametrul interior al cilindrului,mm;[σ¿¿a ]¿=50MPa –tensiunea admisibila .

Tija cilindrului hydraulic se calculeaza la stabilitatea si durabilitate ,reiesind din faptul ca el reprezinta o bara subtire ,iar elasticitatea corpului cilindrului se neglijeaza.In acest caz forta critica poate fi exprimata prin formula Euller:

Pcr=π 2∗E∗J

R f∗L=(3 .14)2∗0 .21∗106∗0 .049

2∗0.8=7926.210N

Unde:

Pcr-forta critica,N

E=0.21*106MPa-modulul de elasticitate

J=0.049m4-momentul de inertie a sectiunii

L=0.8m-lungimea raportata a barei

R f=2-se determina in dependent de modul de fixare al cilindrului

Forta de lucru maxima admisa (N) pe tija hidrocilindrului se determina dupa formula:

Pmax=Pcr

n=

7926.2103 =2642.07

Unde n=3-este coeficientul de siguranta.

Calculul debitului pentru cilindrul hydraulic

Consumul lichidului de lucru (Qc m3 /c¿ al cilindrelor hidraulice se determina reiesind din viteza maximal necesara a organului de lucru V AR(m/s);

-a cilindrului hydraulic in timpul lucrului camerei fara tija:

Qc=V AR∗F∗ηv=0.050*0.0094*1=0.00047=47*10−5 m3/s=28.14/min

V AR=0.050 m/ s; F=π∗D2

4=0.0094N;

1l/min=1.67*10−5 m3/s

Selectarea pompei hidraulice

In sistemele hidraulice unde presiunea maximal de lucru este de 10 MPa se recomanda se recomanda a le folosi pompe cu roti dintate si pompe cu palete,daca presiunea de lucru depaseste 10 MPa se recomanda-pompe cu pistoane radiale si axiale;

In cazul nostrum alegem urmatoarea pompa G12-33M cu parametrii:

Volumul de lucru:40cm3

Debit:18 l/min=35*1.67¿10−5 m3/¿S

Presiune:6.3-7 MPa

Turatie:960/1450 tur/min

Randament:0.92/0.84

Masa:9.5kg

Popa aleasa trebuie sa dezvolte o presiune :

Pp=p+ Δp=3+0. 24=3.24

Δp=0.08*3=0.24-pierderile de presiune sumare in sistemul hidraulic de la pompa pin la rezervor.

Ptp=0.15*3.24=0.486-presiunea teoretica a pompei

Pmax=Pp+Ptp=3.24+0.486=3.726-presiunea de lucru maximala a pompei

Selectarea aparatajului hidraulic

Aparatajul hidraulic se alege pe baza schemei principale a sistemului hydraulic elaborate,tinindu-se in mod obligatoriu cont de presiunea aleasa Pmax,consumul maximal al lichidului de lucru Q pmax.

Doua releuri de presiune VPG 62-11

Intervalul presiunii de control: 0.8-10 MPa

Sensibilitatea presiunii:1 MPa

Pierderile interioare:20 cm3/min

Presiunea in itrerupator:la intrare: 2¿10−3 MPa

la iesire: 1¿10−3 MPa

Selectam regulatorul de flux PG 55-14

Diametrul trecerii conventinale : 20mm

Consumul de ulei:max 80 l/min

min 0.25 l/min

Presiunea de lucru:6.3 MPa

max:20 MPa min:10 MPa

Consumul din 100 % din max:1.2-3 MPa

Variatia consumului stability dev ulei in diapazonul de presiune de lucru de la min la max:+10%

Diferenta dintre presiunea de lucru si presiunea reglarii supappei de siguranta:0.5-0.8

Presiunea sarcinii:0.3MPa

Timpul de rulare a presiunii:1s

Consumul de ulei prin droselul inchis complet la presiunea de lucru maximala:30-120cm/min

Masa:7.5 kg

Selectam distribuitorul PG 72-33

Diametrul trecerii conventionale:16 mm

Consumul de ulei:nomimal 40 l/min

maximal:80 l/min

Presiunea minimal de comanda hidraulica:tripozitionala 0.6 MPa

Timpul declansarii pentru aparatele cu comanda electromagnetic:0.1-1 s

Pierderile de presiune:0.3 MPa

Cursa:10 mm

Efortul de tractiune:25N

Durata conectarii:100%

Tensiunea:110,220,380 V

Numarul maximal de conectari pe ora : 1300

Masa:12 kg

distribuitor cu doua pozitii

-diametrul trecerii conventionale 16mm

-consumul de ulei nom.,si max 40l/min;80l/m

-presiunea min de comanda hidr. 0.6MPa

-timpul declansarii p-u aparatele cu comanda

Fig.2.7.Simbolul hidraulica 0.1-1 s

distribuitorului -pierderile de presiune 0.3MPa

dipozitional cu -cursa 10mm

comanda hidra- -efortul de tractiune 25N

ulica. -durata conectarii 1000/0

Supapa de presiune G 54-23

Diametrul trecerii conventionale:16 mm

Consumul de ulei:nominal 40 l/min

maximal:63 l/min

minimal:3 l/min

Presiunea reglarii:0.6-6.3 MPa

Schimbarea presiunii reglarii in diapazonul consumurilor de la nominal pina la minim:0.4 MPa

Pierderile de presiune la consumul nominal :0.15 MPa

Pierderile interne:40,60,80(160) cm3/min

Masa 1.8 kg

Releu de presiune PG62-11

-intervalul presiunii de control 0.6-6.3 MPA

-perderile interioare de ulei prin orificiu barbacan

nu mai mare de 10 cm3/min

-presiunea in intrerupatorul cu ejectorul cu ejector:

-la intrare 2x103 MPa

-la iesire 1x103 MPa

2.5 Calculul hidraulic al conductelor.

Problema constă în determinarea diametrelor conductelor şi a pierderilor de presiune, care apar în ele la trecerea uleiului. Calculul se efectuează pe sectoare, în care se împarte schema hidraulică. Drept sector se ia partea liniei hidraulice între ramificaţii, prin care trece unul şi acelaşi consum şi care are acelaşi diametru. Sectorul poate să reprezinte o ţeavă rectilinie sau pe ea poate fi pasată diferite rezistenţe locale şi aparataj hidraulic. Diametrul interior al ţevei sau al tubului flexibil din metal şi cauciuc (mm) a liniei de aducţie se determină după formula:

d t=√ 4⋅Q p

π⋅V p ;

unde: V p - este viteza de deplasării fluidului în magistrala de refulare, m/s şi se alege după recomandările SAV RS 364472 în dependenţă de destinaţie şi presiunea nominală a conductei PH. În cazul de faţă vom lua Vp=3,2 m/s.

d t 1=√ 4∗30.06∗10−5

3.14∗3.2 =0.01093m=10.93mm

Dimensiunea de bază a ţevilor din oţel fără sudură deformate la rece conform STAS 8734-75, alegem dt1=11 [mm]. Din [1, anexa 4,12] alegem grosimea ţevei:

=0,3-3.5[mm]

Apoi calculăm consumul de fluid în conducta de deversare la admisiunea rapidă:

Qs=π∗(D2−d2)4

=3.14(0.092−0.0562)4

=0.00017m3/s

Diametrul conductei de deversare se va determina după formula:

d t 2=√ 4∗Q s

π∗V s

=√ 4∗17∗10−5

3.14∗2 =0.0104m=10.4mm

Unde: Vs - este viteza mişcării fluidului în magistrala de deversare şi este egal cu 2[m/s].

Conform STAS 12447-80 şi STAS 8734-75 alegem dt2=11mm.

Consumul lichidului după viteza de lucru:

- pentru linia de aducţie şi deversare nu este acelaşi şi se calculează după formulele:

Q1=π∗( D2)4

∗V AR=3.14(0.092)

4*0.045=0.0002861m3/s=17.13l/min

Q2=π∗(D2−d2)4

¿V AL=3.14(0.092−0.0562)

40.016=0.0000623m3/s=3.73l/min

Determinăm vitezele reale de mişcare a lichidului prin conducte în timpul săvârşirii

cursei de lucru de către organul de execuţie:

V 1=4∗Q1

π∗d t 1=4∗17.13∗10−5

3.14∗0.011=0.02m/s

V 1=4∗Q1

π∗d t 1=4∗3.73∗10−5

3.14∗0.011=0.0043m/s

Tabelul 1.

Datele iniţiale pentru calculul pierderilor hidraulice

Nr sectorului Viteza V,[m/s] Consumul

Q, [l/min]Diametrul dt , [mm]

Lungimeasectorului

L, [m]primită calculată calculat Calculat

după STAS

Linia de

aducţie

3,2 0.02 17.13 10.93 11 5.5

Linia de

deversare

2 0.0043 3.73 10.4 11 6.5

2.6. Calculul pierderilor hidraulice.

Pierderile de presiune la frecare de-a lungul conductei în timpul avansului de lucru:

- pentru linia de aducţie: ΔP fl 1= λ1⋅

l1d t 1

⋅V 1

2

2g⋅γ

;

- pentru linia de deversare:

ΔPfl 2= λ2⋅¿

l2

dt 2

⋅V

22

2g⋅γ

¿

;

Unde: - greutatea volumului uleiului natural [A/m3],

l- lungimea conductei;

- coeficientul de frecare hidraulică;

=g=880·9,8=8624

Calculul numărului lui Reynolds: - pe linia de admisie:

Rl 1=V 1∗d t 1

ν=

0.02∗0.011

10∗10−7 =22000

- pe linia de deversare:

Rl 2=V 2∗d t 2

ν=

0.0043∗0.011

10∗10−5 =4730

determinarea coeficientului de frecare hidraulică:

a) pentru regimul turbulent al mişcării fluidului:

λ1=0.3164

R l 10.25

=0.316412.17 =0.025

λ1=0.3164

R l 20.25

=0.31648.29 =0.038

ΔPf 1=0.025*5.5

0.011∗0.022

2∗9.8*8624*10−6=0.000022 MPa

ΔPf 1=0.038*6.5

0.011∗0.0432

2∗9.8*8624*10−6=0.000018 MPa

Calculul pierderilor de presiune în rezistenţele locale:

- În conducta de admisie: 1=¿

V 12

2 ;

- În conducta de deversare: 2=¿

V 22

2

Tabelul 2

Calculul pierderilor prin frecare

Numărul sectorului

l1

m

l2

m

dt1

m

dt2

m

V1

m/s

V2

m/s

Re1 Re2 1 2 fl1

MPa

fl2

MPa

Conducta

de

admisie

5.5

- 11 - 0.02 - 22000

- 0,025 - 0.000022

-

Conducta de

deversare

- 6.5

- 11 - 0.0043

- 4730 - 0,038 - 0.000018

ΔP1=0.85*850*0.022

2=0.14MPa

ΔP2=0.85*850*0.00432

2=0.0066MPa

Deoarece noi ştim că viteza maximă este la avans rapid şi la revenire rapidă am introdus datele numai pentru viteza maximă!

Tabela 3Calculul pierderilor în rezistenţe hidraulice

Numărul sectorului

Tipul de rezistenţă

Numărul de rezistenţe

V1

2 m2/s2 V2

2 m2/s2 Pl1 Pa Pl2 Pa

Linia de

admisie

(Dilatare

bruscă)

PG-73 4

0.0004 0,00022

AR – 0,85 - -

Linia de deversare

(Îngustare bruscă)

RR -

PG-73 2

0,6 -

0.000043 - 0.00018

Calculul pierderilor hidraulice în aparatele hidraulice.

Tabela 4Lista aparatajului hidraulic, caracteristicile tehnice şi pierderile hidraulice

Sect

orul

Codificarea, denumirea şi tipul aparatajului

Parametrii

din tabel Din schema hidraulică

Q, l/min

P,

MPa

∆Pnom

MPa

Q, l/min

P,

MPa

∆Pnom,

MPa

Lini

a de

1.DH2 PG72-32

2.DH3 PG72-32

3.DH4 PG72-32

4.DH1 PG72-32

40

40

40

40

0.4

0.4

0.4

0.4

0.8

0.8

0.8

0.8

17.13 4.5 0.14

Lini

a de

1.DH1PG72-32

2.SSU1G54-23

40

40

0.4

0.6

0.5

0.4

3.73 4.5 0.0043

În cazul când prin aparatul hidraulic trece un debit Q, care diferă de debitul nominal Qnom

ΔPAH=Δ Pnom(Qnom

Qmax

)

unde: Pnom- pierderile de presiune în aparatul hidraulic când prin el trece un debit nominal.

Linia de deversare:

ΔPAH=Δ Pnom¿

- distribuitor hidraulic cu 3 poziţii:

ΔPAH 1=¿0.8*¿=0.14MPa


ΔPAH 1=¿0.8*¿=0.14MPa

- distribuitor hidraulic cu 3 pozitii

ΔPAH 1=¿0.8*¿=0.14MPa

- distribuitor hidraulic cu 3 pozitii

ΔPAH 1=¿0.8*¿=0.14MPa

Linia de admisie:


ΔPAH 2=¿0.5*¿=0.0043MPa

-supapa de presiune

ΔPAH 2=¿0.5*¿=0.0043MPa

Calculăm pierderile sumare de presiune:

- În linia de deversare:

P1=PAH2+PAH3+PAH4+PAH1=0.14+0.14+0.14+14=0.56Mpa

În linia de admisie:

P2=PAH1=0,0043MPa

Ţinând cont de pierderile sumare de presiune, presiunea necesară în linia de

refulare se determină prin formula:

Pp=P+P1+ΔP2',

ΔP2'=P2/φ=0.0043/1.33=0.0032

ΔP2'=P2*φ=0.0043*1.33=0.0057

Unde:Δ P2', - pierderile sumare de presiune în linia de deversare.

Pierderile se calculează în felul următor, în dependenţă de construcţia cilindrului

hidraulic.

Pp=4.5+0.56+0.0032=5.063MPa;

Pp=4.5+0.56+0.0057=5.065MPa;

2.7. Alegerea filtrului.

Tipodimensiunea filtrelor se alege, de regulă după consumul maximal al uleiului

din liniile hidraulice de refulare şi de deversare. La alegerea filtrelor, fineţea

filtrării este primită ţinând cont de condiţiile tehnice ale pompelor, cilindrului

hidraulic şi aparatajul hidraulic. Tipodimensiunea şi numărul de filtru trebuie să

garanteze lucrul sigur al elementelor sistemului hidraulic. Trebuie să se ţină cont

că capacitatea de funcţionare a sistemului hidraulic în ansamblul se determină

de puterea fluidului de lucru folosit.

Ţinând cont de toate acestea alegem filtrul de tipul F7 cu următoarele

caracteristici:

- Fineţea filtrării nominale, cm…………5, 10, 25, 40- Debitul nominal, l/min………………..12- 320- Presiunea de lucru, Mpa………………6,3; 20- Căderea de presiune, Mpa…………….0,35- Trecerea convenţională, Dc, mm……...12- Tipul elementului filtrat- de hârtie, impur.

2.8. Calculul puterii şi al randamentului sistemului

hidraulic.

Puterea totală a sistemului hidraulic (kW) este egală cu puterea consumată de pompă:

N SH=N P=P p max⋅QP

η p

103

;

Unde: Ppmax - presiunea maximală a pompei, MPa;

Qp - debitul pompei, m3/s;

p- randamentul total al pompei;

NSH=N p=5.58∗30.06∗10−5

0.85=1.97kW

Puterea totală a sistemului hidraulic dezvoltată de cilindru hidraulic şi folosită la mişcarea

organului de lucru este egală cu:

N t=p∗V AL1 τ 1+V AL2 τ 2+V AL3 τ 3+V AL4 τ 4+V AL5 τ 5

τ 1+τ 2+τ 3+τ 4+τ 5

N t=7*0.016∗15+0.016∗15+0.016∗15+0.016∗15+0.016∗1515+15+15+15+15 =1.12kW

Calculăm randamentul sistemului hidraulic:

ηSH=N t

N SH=1.12

1.97=0.56

2.9. Calculul capacităţii rezervorului.

Determinăm volumul nominal al rezervorului:

V=(2…3)·Qp=2,5·18=45l

Suprafaţa rezervorului se determină după formula:

SR=0.065*3√V R2=0.065*12.65=0.82m2

Cantitatea aproximativă de căldură eliminată în sistemul hidraulic timp de o oră

se determină prin formula:

Qc=(N SH−N t )⋅3600⋅DC

unde: DC – durata conectării sistemului hidraulic (raportul dintre timpul de

lucru şi timpul total)

DC=0,28

Qc=(1.97-1.12)*3600*0.28=856.8J

Determinăm diferenţa de temperatură stabilită a uleiului din rezervor şi

temperatura mediului ambiant:

ΔT=Qc

KT∗SR=

856.8

17.5∗0.82∗103 =59.7 oC.

unde: Kt - coeficientul de convecţie egal cu 17,5W/m2oC.

calculul diametrului cilindrului hidraulic

Documents