2.7. Расчет потерь давления на трение жидкости в нагнетательном и сливном трубопроводах

Гидравлические потери в гидролиниях складываются из потерь на гидравлическое трение Р_тр, потерь в местных сопротивлениях Р_мест и в гидроаппаратах , установленных в этих гидролиниях.

Потери давления на трение жидкости в трубопроводах определяются [1, с. 183] по формуле Дарси-Вейсбаха:

(8)

где ℓ и d – соответственно, длина и внутренний диаметр (по ГОСТ) рассматриваемого трубопровода, м;

 - плотность жидкости кг/м³;

V – уточненные значения средних скоростей в соответствующих трубопроводах, м/с.

Средняя скорость и число Рейнольдса:

(9)

(10)

Коэффициент гидравлического трения при ламинарном режиме движения жидкости:

, (11)

где К_р - коэффициент, учитывающий турбулизацию потока после местных сопротивлений, К_р = 1,1…1,25.

При турбулентном режиме в пределах Re = 3000… 9·10⁴ коэффициент  определяется по формуле Блазиуса:

. (12)

2.8. Потери давления на местных сопротивлениях

Местные потери давления определяются по формуле Вейсбаха:

(13)

В настоящей работе можно согласно заданию найти:

Потери в гидравлических аппаратах, установленных на рассчитываемом участке, приведены в справочниках и каталогах на гидроаппаратуру и даются для номинального () расхода через гидроаппарат. Если для конкретного случая максимальный расход в гидролинии (Q_max) меньше номинального расхода через гидроаппарат , то табличные значения потерь необходимо пересчитать по формуле:

Па (14)

где - потери давления в гидроаппарате при номинальном расходе жидкости () - через него, Па;

n – показатель степени: при ламинарном режиме n = 1,01; при турбулентном n = 2,0;

Q_max – максимальный расход жидкости в соответствующей гидролинии, м³/с.

2.9. Рабочее давление насоса

Рабочее давление насоса определяется по формуле:

Па, (15)

где Р_ц – рабочее давление в цилиндре, которое определяется из уравнения (2), Па;

- потери в гидроагрегатах, установленных в нагнетательном трубопроводе в гидролинии от насоса до гидроцилиндра, Па;

Величину давления в штоковой полости цилиндра (Р_сл), которое подставляется в уравнение (2) можно найти:

Па (16)

2.10. Определение общего кпд и теплового режима работы

гидропривода

Приводная мощность насоса (на валу насоса):

Вт (17)

Полезная мощность гидроцилиндра:

Вт (18)

Общий КПД гидропривода:

(19)

Потери мощности в гидроцилиндре преобразуются в тепло. Чтобы гидропривод не перегревался, тепло должно рассеиваться в окружающую среду. Из уравнения теплового баланса при установившемся тепловом режиме находится средняя температура рабочей жидкости гидропривода [ 2, с. 327]:

°С (20)

где Т₀ - температура окружающей среды (20…30 °С);

_i - коэффициент теплоотдачи i-го элемента гидропривода, кВт/м²·град;

S_i – площадь поверхности соответствующего элемента, м².

Приблизительные значения _i для элементов с гладкими стенками: при затруднительной циркуляции воздуха – 0,009; при свободной циркуляции воздуха – 0,015; при принудительном обдуве поверхности – 0,023. Площади S_i подсчитываются приближенно по габаритным размерам гидробака, трубопроводов и других элементов гидропривода. Наиболее рациональной формой гидробака считается параллелепипед. При условии, что уровень рабочей жидкости обычно не превышает 0,8 высоты бака, расчетная площадь (м²) поверхности охлаждения бака определяется по формуле:

м² (21)

где W_Б – вместимость бака, м³.

Для гидроприводов с открытой циркуляцией масла и рабочим давлением до 16 МПа температура рабочей жидкости не должна превышать 70…80 °С.

Если полученная по формуле (20) температура превышает максимально допустимую, то в схеме гидропривода предусматривается охладитель (расчет его не входит в задачу данной работы).

Заключение.

На основе анализа результатов расчета сделать заключение о техническом уровне спроектированного объемного гидропривода и обоснование необходимости установки теплообменника, обеспечивающего температурный режим гидропривода.

В правильно спроектированном гидроприводе: ,