2. Условие устойчивой работы гидросистемы под нагрузкой

При рекомендуемой отрицательной высоте всасывания ( - h_вс), когда насос расположен ниже плоскости сравнения, необхо-димый для подачи рабочей жидкости напор насоса (м) определя-ется по формуле

где Н_ст— преодолеваемый статический напор (м),Н_ст= ΔZ+ (р₁—р₀)/γ; здесь ΔZ— разность уровней, ΔZ=Z_н—lh_всl= 0,7 — 0,3 = = 0,4 м, (р₁—р₀)/γ — разность пьезометрических высот,р₁— но-минальное давление жидкости в гидросистеме,р_ном= 12,223∙10⁶Па, р₀— атмосферное давление,р₀= 101 325 Па;Н_потерь— потери на-пора жидкости (м) в системе,, ∑Δр— суммарные потери (по длине плюс местные) на всех участках системы; γ— удельный вес рабочей жидкости, зависящий от установившейся температуры в гидросистеме, Н/м^з.

При установившемся течении жидкости в трубопроводе насос, согласно условию устойчивой работы, развивает напор, равный потребному: h_н=H_потр.

При пуске насоса зимой при низшей эксплуатационной температуре t_min(без нагрузки, сила полезного сопротивления на што-ках гидроцилиндров равна нулю) давление в системер_пуск равно суммарным максимальным потерям давления в гидросистеме, т. е. гидросопротивлению, преодолеваемому насосом.

Суммарные потери напора (в метрах) по длине плюс местные на всех участках гидросистемы (при нейтральном положении золотников распределителей):

.

где .

Потребный напор насоса в рабочем режиме гидросистемы (под нагрузкой) при установившейся температуре жидкости в системе t_уст =75⁰С:

Так как при установившемся течении жидкости в трубопрово-де насос развивает напор, равный потребному, тоh_н75=Н_потр75=1465м=р₇₅/γ₇₅.

Отсюда находим действительное давление в напорной маги-страли гидросистемы фронтального погрузчика, развиваемое насосом при работе под нагрузкой на номинальной частоте вращения коленчатого вала дизеля и установившейся температуре жидкости 75⁰С:

2. Расчет гидроцилиндров

Диаметр цилиндра (поршня) находим по заданной величине силы полезного сопротивления R_пспо формуле:

.

где Δр_н75= (р_н75—р_с) — перепад давления в каждом гидроцилиндре стрелы фронтального погузчика при работе под нагрузкой при номинальной частоте вращения коленчатого вала дизеля и установившейся температуре жидкости в гидросистеме 75⁰С; при расчете давление жидкости в сливном трубопроводер_сможно принимать равным давлению срабатывания перепускного клапана (с учетом засорения фильтров), т. е.р_с=р_с.кл= 0,2 MПa; тогда перепад давления Δр_н75= 12,17 — 0,2 = 11,97 МПа; η_гм.ц— гидромеханический КПД цилиндра, выбираем по таблице в зависимости от установившегося давления в гидросистеме — для давленияр_н75= 12,04 МПа принимаем значение коэффициента η_гм.ц= 0,94.

Диаметры цилиндра станка для резки арматуры:

.

Корректируем диаметры цилиндра D и штокаdс учетом рекомендуемых значений.

Окончательно принимаем следующие диаметры цилиндров D₁= 100 мм,d₁= 60 мм;

Усилие на штоке цилиндра (при выдвижении) определяется по формуле:

.

Уплотнение поршня гидроцилиндра выполняется двусторонней самоподжимной (посредством давления рабочей жидкости) манжетой по зеркалу цилиндра и резиновым кольцом в месте сопряжения поршня со штоком.

Уплотнение штока цилиндра: защитное резиновое кольцо-грязесъемник трапецеидального сечения, уплотнительное резиновое кольцо круглого сечения и односторонняя самоподжимная манжета.

На штоке рядом с поршнем устанавливается демпфер, смягчающий удар поршня в переднюю крышку в конце его полного хода, принцип действия которого основан на дросселировании рабочей жидкости на сливе.