Расчет объёмного гидропривода мобильных машин
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ
ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ «СИБИРСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ АВТОМОБИЛЬНО-ДОРОЖНАЯ АКАДЕМИЯ (СИБАДИ)»
Кафедра «Подъемно-транспортные, тяговые машины и гидропривод»
РАСЧЕТ ОБЪЕМНОГО ГИДРОПРИВОДА
МОБИЛЬНЫХ МАШИН
Пояснительная записка
Выполнил: студент СМб - 12ZD1
Кеньк Д. А.
Проверил: Галдин Н.С.
Омск – 2014 г.
СОДЕРЖАНИЕ
ВВЕДЕНИЕ…………………………………………………………
1.Исходные данные для
расчёта объёмного гидропривода
2.Описание принципиальной гидравлической схемы…………………..5
3. РАСЧЁТ ОБЪЁМНОГО ГИДРОПРИВОДА……………………...….5
3.1.Определение мощности
гидропривода и насоса……………...…
3.2.Выбор насоса……………………………………
3.3.Определение внутреннего диаметра гидролиний, скоростей
движения жидкости………………………………………………....
3.4.Выбор гидроаппаратуры, кондиционеров рабочей
жидкости……………………………………………………….
3.5.Расчёт потерь давления в гидролиниях………………………..…..12
3.6.Расчёт гидроцилиндров……………
3.7.Тепловой расчёт
ЗАКЛЮЧЕНИЕ……………………………………………………
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ……………………………………………….
ВВЕДЕНИЕ
Объёмный гидропривод - это комплекс конструктивно сложных и
технологически трудоёмких устройств, для изготовления которых необходимы
высококачественные материалы, точные литые заготовки из чугуна и
алюминиевых сплавов, прецизионные агрегатные станки с ЧПУ и
автоматические линии термической, механической обработки и
гальванопокрытий, испытательные стенды, метрологическое обеспечение.
Для создания нового гидрооборудования и на его основе разработки
новых мобильных машин с объёмным гидроприводом надо иметь специальные
знания, обобщенные справочные данные, отражающие современные
достижения в этой области.
Под объемным гидроприводом понимают совокупность устройств, в
число которых входит один или несколько объемных гидродвигателей,
предназначенных для приведения в движение механизмов и машин с
помощью рабочей жидкости под давлением. Если рабочая жидкость подается
в объемный гидродвигатель насосами, то гидропривод называют насосным.
Часть насосного гидропривода, предназначенную для передачи движения от приводящего двигателя к механизмам машины, называют объёмной
гидропередачей.
По характеру движения выходного звена различают объёмные
гидроприводы вращательного, поступательного и поворотного движения.
По возможности регулирования различают гидроприводы регулируемые
и нерегулируемые, по способу регулирования – с ручным и автоматическим
регулированием, по циркуляции рабочей жидкости - с замкнутой и
разомкнутой циркуляцией. В регулируемом гидроприводе скорость
выходного звена объемного гидродвигателя может изменяться по
требуемому закону.
К основному гидрооборудованию объемного гидропривода относятся
гидромашины (насосы и насосы-моторы), гидродвигатели (гидроцилиндры и
гидромоторы), гидроаппараты (гидрораспределители, гидроклапаны,
регуляторы, делители и сумматоры потоков), кондиционеры рабочей
жидкости (очистители, теплообменники, гидробаки и гидроаккумуляторы),
гидролинии и их элементы (трубопроводы и соединительная арматура).
К вспомогательному гидрооборудованию относятся устройства,
предназначенные для подпитки насоса рабочей жидкостью (эжекторы),
выпуска воздуха из гидросистемы или для сообщения ее с атмосферой
(вентили, краны, фильтры сапуны), измерения расхода, давления,
температуры и уровня рабочей жидкости, частоты вращения и крутящего
момента гидромашин, для соединения трубопроводов (быстроразъемные
муфты и полумуфты) и др.
Объемный гидропривод имеет следующие преимущества.
1. Высокая компактность
при небольших массе и
гидрооборудования по сравнению с массой и габаритными размерами
механических приводных устройств той же мощности, что объясняется
отсутствием или применением в меньшем количестве таких элементов, как
валы, шестеренные и цепные редукторы, муфты, тормоза, канаты и др.
2. Возможность реализации больших передаточных чисел. В объемном
гидроприводе с использованием высокомоментных гидромоторов
передаточное число может достигать 2000.
3. Небольшая инерционность,
обеспечивающая хорошие
свойства привода. Это позволяет уменьшить продолжительность рабочего
цикла и повысить производительность машины, так как включение и
реверсирование рабочих органов осуществляются за доли секунды.
4. Бесступенчатое регулирование скорости движения, позволяющее по-
высить коэффициент использования приводного двигателя, упростить
автоматизацию привода и улучшить условия работы машиниста.
5. Удобство и простота управления, которые обусловливают небольшую
затрату энергии машинистом и создают условия для автоматизации не только
отдельных операций, но и всего технического процесса, выполняемого
машиной.
6. Независимое расположение сборочных единиц привода, позволяющее
наиболее целесообразно разместить их на машине. Насос обычно
устанавливают у приводного двигателя, гидродвигатели - непосредственно у
исполнительных механизмов, элементы управления - у пульта машиниста,
исполнительные гидроаппараты - в наиболее удобном по условиям
компоновки месте.
7. Надежное предохранение от перегрузок приводного двигателя, с
привода, металлоконструкций и рабочих органов благодаря установке
предохранительных и переливных гидроклапанов.
8. Простота взаимного преобразования вращательного и поступательного
движений в системах насос - гидромотор и насос - гидроцилиндр.
9. Применение унифицированных сборочных единиц (насосов,
гидромоторов, гидроцилиндров, гидроклапанов, гидрораспределителей,
фильтров, соединений трубопроводов и др.), позволяющее снизить
себестоимость привода, облегчить его эксплуатацию и ремонт, а также
упростить и сократить процесс конструирования машин.
- Исходные данные для расчёта объёмного гидропривода
ГИДРОПРИВОД ПОСТУПАТЕЛЬНОГО
ДВИЖЕНИЯ
№ варианта параметры |
4 | |
Номинальное давление гидропривода pном, МПа |
10 | |
Усилие на штоке гидроцилиндра толкающем F, кН |
- | |
Усилие на штоке гидроцилиндра тянущем,F, Н |
25000 | |
Скорость перемещения штока гидроцилиндра V, м/с |
0,2 | |
Длины гидролиний, м |
всасывающей l вс (от бака к насосу) |
1,5 |
напорной l нап(от насоса к распределителю) |
2 | |
исполнительной l исп (от распределителя к гидроцилиндру) |
4 | |
сливной l сл (от распределителя к баку) |
2 | |
Местные сопротивления |
угольник сверленый |
2 |
угольник с поворотом 900 |
3 | |
Штуцерприсоединительный |
6 | |
муфта разъемная |
2 | |
колено плавное 90 0 |
4 | |
Температурный режим работы (окружающей среды), 0С |
-10….+40 | |
- Описание принципиальной гидравлической схемы
Рис. 1. Схема гидропривода возвратно-поступательного движения
Типовая гидравлическая схема включает следующие элементы: масляный бак (7), насос постоянной производительности (1), секционный распределитель (2), гидроцилиндр (5) подъёма и опускания, обратный клапан (3),фильтр очистки масла(6).
3. РАСЧЁТ ОБЪЁМНОГО ГИДРОПРИВОДА
Для расчета гидропривода необходимы следующие основные исходные
данные:
- выходные параметры
- номинальное давление в гидросистеме;
- режимы работы;
- принципиальная гидравлическая схема;
- значение температуры окружающего воздуха и др.
При расчете гидропривода принимается ряд допущений, основными из
которых являются следующие: рабочая жидкость считается несжимаемой;
температура жидкости, основные физические свойства жидкости (плотность,
вязкость, модуль объемной упругости и др.) принимаются постоянными;
рассматриваются установившийся режим работы гидропривода;
коэффициенты гидравлических сопротивлений постоянны; разрыв потока
жидкости при работе гидропривода не происходит; подача насоса,
питающего гидросистему, постоянна.
3.1. Определение мощности гидропривода и насоса
Мощность гидропривода определяют по заданным нагрузкам и
скоростям гидродвигателей, обеспечивающих привод исполнительных
механизмов.
Полезную мощность гидродвигателя возвратно-поступательного
действия (гидроцилиндра) определяют по формуле:
Nгдв = F V,
где NГДВ – мощность гидродвигателя, кВт;
F – усилие на штоке, кН;
V – скорость движение штока, м/с.
Nгдв = 25000·0,2 = 5000Вт = 5 кВт.
На первом этапе расчёта гидропривода потери давления и расхода
рабочей жидкости учитывается коэффициентами запаса по усилию и по
скорости.
Коэффициент запаса по усилию учитывает гидравлические потери
давления в местных сопротивлениях и по длине гидролиний, а также потери
мощности на преодоление инерционных сил, сил механического трения в
подвижных соединениях и т.д.
Коэффициент запаса по скорости учитывает утечки рабочей жидкости,
уменьшение подачи насоса с увеличением давления в гидросистеме.
Полезную мощность насоса определяем исходя из мощности
гидродвигателя с учётом потерь энергии при её передаче от насоса к
гидродвигателю по формуле:
NНП = kзу kзс NГДВ ,
где NНП – мощность насоса, кВт;
kзу – коэффициент запаса по усилию, kзу = 1,2;
kзс – коэффициент запаса по скорости, kзс = 1,3. [6, стр.9]
NНП = 1,2·1,3·5 = 7,8 кВт
3.2. Выбор насоса
Зная необходимую полезную мощность насоса, и учитывая, что она
связана с номинальным давлением и подачей зависимостью Nнп = pном Qн ,
можно найти подачу и рабочий объём по формулам:
где Qн – подача насоса, дм3/с; Qн = qн nн;
pном – номинальное давление, МПа;
qном – рабочий объём насоса, дм3;
Nнп – мощность насоса, кВт;
nн – частота вращения вала насоса,= 25 об/с
Qн =7.8/10=0.78 дм3/об ; qн=7.8/10*25=19.5 cм3.
Выбираем насос по двум параметрам, ближайшим к расчётным:
номинальному давлению Рном = 10 МПа и рабочему объёму насоса qн = 19,5
см3. [2, стр.38, 39]
По технической характеристике выбранного насоса производим
уточнение действительной подачи насоса:
Qнд = qндnндήоб ,
где Qнд – действительная подача насоса, дм3/с;
qнд – действительный рабочий объем насоса, дм3 (дм3/об);
nнд – действительная частота вращение вала насоса, с-1 (об/с);
ήоб– объемный КПД насоса.
Qнд = 28,1·25·0,965=677,912см3/с = 0,678 дм3/с
Действительная частота вращения вала насоса nнд в формуле (5)
отличается от номинальной частоты вращения вала насоса из его
технической характеристики и берётся равной частоте nн , принятой в
формуле (4).
3.3. Определение
внутреннего диаметра
движения жидкости
Расчётные значения внутренних диаметров всасывающей, напорной и
сливной гидролиний определяем из уравнения неразрывности потока
жидкости с учётом размерностей по формуле:
где dp –расчетное значение внутреннего диаметра (напорной,
всасывающей и сливной) гидролиний, м;
Qнд – действительный расход жидкости (подача насоса), дм3/с;
VЖ – скорость движение жидкости в (напорной, всасывающей и
сливной) гидролиниях, м/с.
Скорость движение жидкости выбираем в зависимости от назначения
гидролинии таким образом, чтобы для уменьшения потерь давления на
гидравлическое трение режим движения был ламинарным или близким к
нему из технической литературы [3, стр.48]:
всасывающая……1,2 м/с;
сливная…………..2,0 м/с;
напорная…………5,0 м/с.
По вышеуказанной формуле (6) находим значения внутренних
диаметров каждой гидролинии:
dрвс= = =0,026м=26,83 мм;
dрсл= = =0,020м=20,78 мм;
dрнп= = =0,013м=13,14 мм;
По расчётным значениям внутреннего диаметра гидролиний производим
выбор трубопровода по ГОСТ 8734-75, при этом действительное значение
диаметра трубопровода будет больше расчётного, т.е d ≥ d сл ;d нп;d вс.
dвс, dсл, dнп – действительный диаметр (напорной, сливной и
всасывающей) гидролиний.
dвс = 27мм = 0,027 м;
dсл = 21мм = 0,021 м;
dнп = 14мм = 0,014 м.
Значение толщины стенки примем конструктивно равным 3 мм (0,003м)
из ГОСТ 8734-75.
Произведём определение действительных скоростей движения жидкости
в каждой из гидролиний по формуле:
где Vжд – действительное значение скорости движения жидкости, м/с;
d – действительное значение
внутреннего диаметра гидролини
Qнд – действительный расход жидкости, дм3/с.
Vждвс =
Vждсл =
Vжднп =
3.4. Выбор гидроаппаратуры, кондиционеров рабочей жидкости
Гидроаппаратуру (распределители, обратные клапаны, гидрозамки,
предохранительные клапаны и др.) будем выбирать по условному проходу и
номинальному давлению. Дополнительным параметром для
гидроаппаратуры является номинальный расход рабочей жидкости.
Под условным проходом dу по ГОСТ 16516-80 понимается округлённый
до ближайшего значения из установленного ряда диаметр круга, площадь
которого равна площади характерного проходного сечения канала устройства
или площади проходного сечения присоединяемого трубопровода.
Соотношение между условными проходами и действительными
внутренними диаметрами по ГОСТ 16516-80:
Всасывающая гидролиния – dувс = 32 мм = 0,032 м;
Сливная гидролиния – dусл = 25 мм = 0,025 м;
Напорная гидролиния – dунп = 16 мм = 0,016 м.
По известным нам условным проходам, номинальному давлению и
расходу рабочей жидкости выбираем гидроаппараты [2]
Основные параметры обратного клапана 61100.
Условный проход – 16мм; Номинальный расход – 63 дм3/мин Масса, кг – 0,52.
Основные параметры дросселя с обратным клапаном типа 62600.
Условный проход – 16мм;
Номинальный расход – 63 дм3/мин
Давление, МПа:
номинальное – 32;
максимальное – 35.
Масса, кг – 1,1.
Основные параметры дросселя с регулятором потока ПГ55-25.
Условный проход – 32мм;
Давление, МПа:
номинальное – 20;
минимальное:
при расходе до 50 % номинального – 0,5;
при расходе свыше 50 % номинального – 0,8;
Перепад давления в регуляторе, МПа, не менее – 0,15;
Расход рабочей жидкости, дм3/мин:
номинальный - 160;
минимальный – 0,20;
Допускаемое отклонение установленного расхода при изменении давления от
минимального до номинального, не более:
дм3/мин – 0,03 при расходе до 0,3;
% - ± 5 при большем расходе;
Утечки при полностью закрытом дросселе и номинальном рабочем давлении,
дм3/мин, не более – 0,18;
Масса, кг – 12,0.
В качестве кондиционера для очистки рабочей жидкости от
загрязняющих примесей в гидроприводе применим фильтр, который
выбираем в зависимости от требований, предъявляемых к чистоте рабочей
жидкости, по следующим параметрам: условному проходу (dусл = 25 мм =
0,025 м), номинальной тонкости фильтрации (25 мкм), номинальной
пропускной способности (52,1 дм3/мин) и номинальному давлению (16МПа).
Так как тонкость фильтрации для насоса необходима 25 мкм, а
номинальная пропускная способность 52,1 дм3/мин, то ближайший фильтр,
подходящий нашим условиям 1.1.25 – 25/16
Основные параметры и размеры фильтра 1.1.25-25/16
Присоединение резьбовое;
Номинальная пропускная способность, дм3/мин – 63;
Тонкость фильтрации, мкм – 25;
Номинальное давление, МПа – 1,6;
Фильтроэлемент:
Обозначение – 640-1-05;
Число элементов – 1;
Материал фильтрующей шторы – БФМ.
Характеристика предохранительного клапана прямого действия типа
520.20.10.01
Условный проход, мм – 251;
Диапазон регулирования давления, МПа – 10…32;
Расход рабочей жидкости, дм3/мин:
номинальный – 250;
максимальный – 400.
Выбор рабочей жидкости произведём на основе анализа режимов работы
и условий эксплуатации гидропривода с учётом конструктивных
особенностей установленного гидравлического оборудования, главным
образом – насоса.
Выбираем рабочую жидкость типа: АУ (ГОСТ 1642 – 75
(заменитель))
Плотность, кг/м3 – 886 – 896;
Кинематическая вязкость, мм2/с:
при +100 °С, не ниже – 3,9;
при +50 °С, не ниже – 12;
при – 15 °С, не ниже – 650;
при – 40 °С, не ниже – 20000;
при – 50 °С, не ниже – ---------.
Температура,°С:
застывание – -45;
вспышки – 163;
рабочий диапазон – -30 – +60;
Кислотное число, мг КОН на 1 г масла (без присадок) – 0,07;
Зольность, % не более – 0,005;
3.5. Расчёт потерь давления в гидролиниях
Определение потерь давления при движении жидкости в гидролиниях
необходимо для более точного расчёта гидродвигателя, а также для
определения гидравлического КПД гидропривода.
Потери давления определяют отдельно для каждой гидролинии
(всасывающей, напорной, сливной) при определённой температуре рабочей
жидкости. В соответствии с принципом наложения потерь потери давления в
гидролинии определяют по формуле:
∆p = ∆pl + ∆pм , (8)
где ∆p – потери давления в гидролинии, МПа;
Δpl - потери давления по длине гидролинии (путевые), МПа;
Δpм – потери давления в местных сопротивлениях, МПа.
Потери давления по длине гидролинии (путевые) определяются по
формуле:
где λ – коэффициент путевых потерь (коэффициент Дарси);
l - длина гидролиний, м;
p – плотность рабочей жидкости, кг/м3.
При подстановке в формулу (9) длины гидролинии следует учитывать,
что для всасывающей гидролинии l = l вс = 1,5 м;
напорной гидролинии l = l нап + l исп = 2,0 + 4,0= 6,0 м;
сливной гидролинии l = l сл + l исп = 2,0 + 4,0 = 6,0 м.
Коэффициент путевых потерь зависит от режима движения жидкости,
а) для ламинарного режима λ = 75 / Re, если Re < 2320; (10)
б) для турбулентного режима λ = 0,3164 / Re0.25 если Re > 2320 (11)
Число Рейнольдса определяется по формуле
где Vжд – действительная скорость движения жидкости в гидролинии, м/с;
d – внутренний диаметр гидролинии, м;
ν – кинематический коэффициент вязкости рабочей жидкости, м2/с.
Принимаем ν = 12 мм2/с = 12·10-6 м2/с, т.к. по условию температура
рабочей жидкости 35 – 65 оС.
Определяем число Рейнольдса:
Reвс=
Reсл=
Reнп=
Значит, в нашем случае в трубопроводах присутствует турбулентный
режим. Определяем коэффициент Дарси
λвс =
λсл =
λнп =
Теперь найдём потери давления по длине гидролинии:
Δplвс = λвс МПа;
Δplсл = λсл МПа;
Δplнп = λнп МПа;
Потери по длине во всех гидролиниях определяем по формуле:
Δpl = Δplвс+ Δplсл+ Δplнп
Δpl = (1514,47+20225,581+134918,46)·
Потери давления в местном сопротивлении определяются по формуле:
где Δрм – потери давления в местном сопротивлении, МПа;
ξ - коэффициент местного сопротивления;
Vжд – действительная скорость движения жидкости в гидролинии, м/с;
ρ – плотность рабочей жидкости, кг/м3.
По условию:
Местные сопротивления: а)сверленый угольник – 2 шт.;
б) присоединительный штуцер – 6 шт.;
в) разъёмная муфта – 2 шт.;
г) угольник с поворотом 900 – 3шт.;
д) колено плавное 900–4шт.
Назначаем значения коэффициентов и распределяем местные
сопротивления по всей гидролинии [3, приложение 5 стр. 50].
ξвс = 3,4;
ξсл = 3,95;
ξнп = 6,95.
Δpмвс = ξвс*
Δpмнп = ξнп*
Δpмсл = ξсл*
Находим потери во всех местных сопротивлениях по формуле:
Δpм= Δpмвс+Δpмсл+Δpмнп
Δpм= (2106,09+6685,7+ 59552,3)·10-6= 68344,09·10-6 МПа.
Общая потеря давления составляет:
Δp = Δpl + Δpм = (140139,6 + 68344,09)·10-6 =208483,69·10-6 МПа.
3.6. Расчёт гидроцилиндров
Поршневые гидроцилиндры двустороннего действия с односторонним
штоком являются самыми распространёнными гидродвигателями
поступательного движения выходного звена.
Основными параметрами гидроцилиндров являются: усилии на штоке F,
скорость штока V, диаметр поршня D, диаметр штока d, и ход штока L.
Усилие на штоке, скорость штока и ход штока заданы, а диаметры поршня и
штока рассчитываются. Расчётная схема гидроцилиндра приведена на
рисунке 2.
Для гидроцилиндра со штоковой рабочей полостью Б (шток втягивается,
см. рисунок 2) диаметр поршня определим из формулы:
где F – усилие на штоке, Н;
р2 – давление в штоковой полости, Па, р2 = рном – Δpн , здесь рном –
номинальное давление, Δpн – потери давления в напорной
гидролинии;
D – диаметр поршня, м;
d – диаметр штока, м;
р1 – давление в поршневой полости, Па, р1 = Δpс , здесь Δpс – потери
давления в сливной гидролинии.
Решив уравнение (16) относительно диаметра поршня при выбранном
значении φ = d/D, получим
Задавшись значением коэффициента φ = d/D = 0,45 [6, стр.15] решим
данное уравнение.
Так как φ = d/D = 0,45, то d = D · φ = 0,064 · 0,45 = 0,0288м
Кроме определения диаметров поршня и штока из условия обеспечения
заданного усилия F, необходимо произвести ещё расчёт гидроцилиндра по
обеспечению заданной скорости движения штока V.
В этом случае диаметр поршня вторично определяется из уравнения
неразрывности потока жидкости (Qнд = VSэф , здесь Sэф – эффективная
площадь поршня) по формуле для гидроцилиндра со штоковой рабочей
полостью:
где D – диаметр поршня, м;
Qнд – расход жидкости, м3/с;
V – скорость движения штока, м/с;
φ – коэффициент, φ = d/D.
D=D2=
По известным значениям диаметров поршня, полученным по
уравнениям (17) и (18), находим его среднее значение
Dср = (0,064 + 0,083)/2 = 0,0735 м,
значит среднее значение диаметра штока равна
d = D · φ = 0,0735 · 0,45 = 0,033м
Основные параметры гидроцилиндров, в том числе диаметры поршня и
штока, регламентируются ГОСТ 6540 – 68 «Гидроцилиндры и
пневмоцилиндры. Ряды основных параметров» и другими нормативно-
техническими документами, по которым и выбираются ближайшие к
средним расчётным значениям диаметры поршня D и штока d. Общие
технические требования к гидроцилиндрам определяются ГОСТ 16514 – 87.
Выбираем диаметры поршня и штока по ГОСТ 6540 – 68, получаем:
D = 0,070 м, d = 0,032 м .
По выбранным стандартным значениям диаметров поршня D и штока d
определяем действительное усилие Fд, развиваемое гидроцилиндром, по
формуле (16).
Fд=9800308*
Действительную скорость движения штока определяем из уравнения
неразрывности потока жидкости по формуле:
Vд=Qнд/Sэф,
где Vд – действительная скорость штока, м/с;
Qнд – расход жидкости, м3/с;
Sэф – эффективная площадь поршня, м2, Sэф = π/4·(D2 – d2), здесь d и
D – стандартные значения диаметров штока и поршня
соответственно.
Sэф = π/4·(0,0702 – 0,0322) = 0,003 м2;
Vд = 0,868⋅10−3 /0,003 = 0,289 м/с.
Произведём сравнение действительных и заданных параметров по
относительным величинам:
δV= 1.89%
δF=
3.7. Тепловой расчёт гидропривода
Тепловой расчёт гидропривода приводятся с целью определения
температуры рабочей жидкости, объёма гидробака и выяснения
необходимости применения специальных теплообменных устройств.
Основными причинами выделения тепла в гидроприводе являются:
внутреннее трение рабочей жидкости, дросселирование жидкости при
прохождении различных элементов гидропривода, трение в
гидрооборудовании и др.
Количество тепла, выделяемое в гидроприводе в единицу времени,
эквивалентно теряемой в гидроприводе мощности.
Тепловой расчёт гидропривода ведётся на основе уравнения теплового
баланса:
Qвыд = Qотв , (23)
где Qвыд – количество тепла, выделяемого гидроприводом в единицу
времени (тепловой поток), Вт;
Qотв – количество тепла, отводимого в единицу времени, Вт.
Количество выделяемого тепла определяется по формуле:
где Qвыд – количество тепла, выделяемого гидроприводом в единицу
времени, Вт;
Nн – мощность привода насоса (потребляемая), Вт;
ηгм – гидромеханический КПД гидропривода;
kв – коэффициент продолжительности работы гидропривода;
kд – коэффициент использования номинального давления;
Рном – номинальное давление, Па;
Qнд – действительная подача насоса, м3/с;
ηн – полный КПД насоса из его технической характеристики.
Гидравлический КПД гидропривода находят по формуле:
