Характеристики простого трубопровода I

QI, м3/с		2×10-4	3×10-4	4×10-4	5×10-4	6,96×10-4
∆ рΣI, МПа		0,0026	0,0058	0,01	0,016	0,031

Из табличных данных видно, что потери давления очень малы, и при построении характеристики сложного трубопровода не окажут заметного влияния на определение параметров гидропривода, поэтому характеристикой простого трубопровода I пренебрежём.

5. Построим характеристику насосной установки.

Учитывая линейность характеристики объёмного насоса, построение проводим по двум точкам:

- при р _н = 0 объёмный КПД η;_он = 0, поэтому Q _{нд max} = Q _нт :

Q _нт = W _н n _н= = 8×10^-4 м³/с;

- при р _н = 7 МПа объёмный КПД η;_он = 0,87, поэтому

Q _{нд max} = 6,96×10^-4 м³/с.

Построим характеристику насоса по двум точкам с координатами (8×10^-4 м³/с, 0 МПа), (6,96×10^-4 м³/с, 7 МПа), рис. 25.

Рабочей точкой гидропривода будет точка R (выбираем максимальное значение) с координатами:

р _н ≈ 5,5 МПа;

Q _ну ≈ 7,25×10^-4 м³/с.

6. Определим параметры гидропривода:

- скорость штока гидроцилиндра Ц₁ или Ц₂ в соответствии с условием

Q _ну = Q_II + Q_III,

Q_II = Q_III, значит Q _ну = 2 Q_II или Q _ну = 2 Q_III, откуда

3,625×10^-4 м³/с,

Скорость движения штока гидроцилиндра

= 0,185 м/с;

- мощность, потребляемая гидроприводом, равна мощности насосной установки

= 5,1 кВт;

- для определения КПД гидропривода вначале необходимо определить мощность на штоке гидроцилиндра

= 7840 × 0,185 = 1450,4 Вт,

тогда КПД гидропривода

= 0,28.

7. Определим давление р _вх на входе в насос для исключения возникновения кавитации. Составим уравнение Бернулли для сечений 1 – 1 и 2 – 2, учитывая, что избыточное давление в сечении 1 – 1 равно нулю:

0 = р _вх + ∆ р_{Σ вс}.

Учитывая, что давление на входе в насос при более высоком расположении сечения 2 – 2 над сечением 1 – 1 меньше нуля (вакуумметрическое, то есть с минусом), окончательно запишем:

р _вх = ∆ р_{Σ вс}.

7.1. Определим потери давления во всасывающем трубопроводе. Для этого определим скорость течения рабочей жидкости, учитывая, что подача насосной установки Q _ну ≈ 7,25×10^-4 м³/с:

= 3,6 м/с;

- число Рейнольдса = 4430;

- коэффициент Дарси = 0,0387.

Для турбулентного режима движения жидкости (см. пункт 2.1 задачи):

- потери давления по длине

= 8027,6 Па;

- потери давления в местных сопротивлениях

∆ р _м = ∆ р _вс + ∆ р _ф,

∆ р _м = (ζ;_вс + ζ;_ф) =

= 37061,3 Па;

- общие потери давления ∆ р_{Σ вс} = 8027,6 + 37061,3 = 45088,9 Па.

Вакуумметрическое давление на входе в насос р _вх = ∆ р_{Σ вс} = 45088,9 Па.

Давление насыщенных паров масла АМГ – 10 при рабочей температуре масла t = 60° составляет р _нп = 0,4 кПа (см. табл. 2 приложения). Так как давление на входе в насос превышает давление насыщенных паров, то во всасывающем трубопроводе возникает кавитация, нарушающая работу гидропривода. Для нормального функционирования гидропривода необходимо выполнить следующие действия:

- увеличим диаметр трубопровода до d _вс = 28 мм, что приведёт к снижению скорости потока

= 1,178 м/с;

- установим фильтр грубой очистки с мéньшим коэффициентом сопротивления (ζ;_ф = 1,4), фильтр тонкой очистки с коэффициентом сопротивления ζ;_ф = 6,2 установим в сливную линию.

Тогда:

- число Рейнольдса = 2537;

- коэффициент Дарси = 0,044;

- потери давления по длине

= 556 Па;

- потери давления в местных сопротивлениях ∆ р _м = ∆ р _вс + ∆ р _ф,

∆ р _м = (ζ;_вс + ζ;_ф) =

= 1120,6 Па;

- общие потери давления ∆ р_{Σ вс} = 556 + 1120,6 = 1676,6 Па.

Вакуумметрическое давление на входе в насос р _вх = ∆ р_{Σ вс} = 1676,6 Па, что меньше величины давления насыщенных паров (р _вх < р _нп = 0,4 кПа).