Реферат: Расчёт гидравлического привода

🛑 👉🏻👉🏻👉🏻 ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻

Расчёт гидравлического привода является одним из важнейших этапов проектирования станка или другой машины с гидравлическим приводом.
При проектировании, в зависимости от вида гидропривода, в задачу гидравлического расчёта входят:
· определение диаметра поршня и штока гидроцилиндра в гидроприводе с возвратно-поступательным движением рабочего органа;
· определение геометрических размеров (диаметра статора, ротора и ширины пластины) цилиндра поворотного действия;
· определение давления, необходимого для получения заданного усилия на штоке цилиндра или крутящего момента на валу цилиндра поворотного действия, гидромотора;
· определение расхода жидкости, необходимого для перемещения рабочего органа;
· выбор насоса, гидромотора, распределителей, регулирующей гидроаппаратуры и вспомогательных элементов гидропривода;
· определение диаметров трубопроводов;
· определение общих потерь давления, давления и подачи насоса, уточнение выбора насоса;
· определение скорости и времени двойного хода поршня со штоком гидроцилиндра;
· определение коэффициента полезного действия гидропривода;
· тепловой расчёт гидропривода (определение температуры рабочей жидкости).
1. Расчёт и проектирование гидроцилиндра поворотного действия.

В гидроприводах с возвратно-поворотным движением рабочего органа в качестве гидродвигателей используются цилиндры поворотного действия (поворотники) однопластинчатые и многопластинчатые.
Расход жидкости Q, л/мин, необходимый для поворотного действия с определенной угловой скоростью ω, зависитотего рабочего объема Мб т.е.
где V- рабочий объём гидромотора, дм 3
;
η 0
–объёмныйКПД цилиндра (η 0
= 0,94…0,98);
t- время поворота на определенный угол (270˚ - дляоднопластинчатогогидроцилиндра ), мин.
После определения расхода жидкости Q выбирается предварительно насос с номинальной подачей Q ном
и давление p ном

Предварительно выбираем насос БГ12-22АМ со следующими параметрами:
Задавшись конструктивно из нормального ряда диаметрами цилиндра D и ротора d, определяют ширину пластины b из формулы
где ω- угловаяскорость поворота ротора, рад/с.
При повороте ротора на 270˚=1,5πрадω= =2,54
Диаметр d должен быть проверен на скручивание
[τ]-допускаемоенапряжениеприкручении, [τ]=100…155 МПа-для стали 20Х (в зависимости от термообработки).
Из вычислений видим, что d удовлетворяет условию (d=30 мм ≥ 21,4 мм).
Тогда давление p в рабочей полости цилиндра без учета противодавления p сл
в сливной полости (учтется при определении потерь давления), равного потерям давления в сливной линии, определяется исходя из формулы:
Сравнивается номинальное давление насоса p ном
с давлением p. Номинальное давление насоса p ном
должно быть больше давления p на величину потерь давления Δp и величину запаса давления на настройку предохранительного клапана. При необходимости выбирается насос с большим давлением. Для получения больших крутящих моментов М и уменьшения габаритов можно использовать двух-, трехпластинчатые цилиндры поворотного действия, при этом угол поворота соответственно уменьшится.
Выбранный насос создаёт номинальное давление р ном
больше давления р на величину потерь в гидросистеме ∆ризапасананастройкупредохранительного клапана, т.е. р ном
≥р кл
.
2. Выбор гидроаппаратуры и вспомогательных элементов гидропривода.

Гидроаппаратура подразделяется на направляющую, которая изменяет направление потока путём полного открытия или закрытия сечения. К этой группе аппаратов относятся распределители, обратные клапаны, гидрозамазки, некоторые типы гидроклапанов давления. Регулирующие аппараты изменяют давление, расход и направление потока жидкости за счёт частичного открытия рабочего сечения. К таким аппаратам относятся гидроклапаны давления, предохранительные клапаны, дроссели, регуляторы расхода (потока), а также дросселирующие распределители.
Величины утечек в гидроаппаратах приводятся в их технических характеристиках. Гидроаппаратура выбирается в зависимости от расхода в линии его установки (насос с Q ном
и р ном
уже выбран). Расход в сливной линии Q сл
определяется дальше. При этом максимальное давление в линии не должно превышать номинальное давление р ном
для данного аппарата. Потери давления в аппаратах даются в технических характеристиках, или в виде номинальных потерь ∆р ном
при номинальном расходе Q ном
, или в виде графиков зависимости ∆р=f(Q). Если потери давления ∆р ном
приводятся при номинальном расходе Q ном
, то при другом расходе Q потери давления ∆ропределяютсяпоформуле:
Допускается увеличивать расход Q через аппарат на 40% по отношению к номинальному Q ном
. Следует учесть, что потери давления приводятся в технических характеристиках аппаратов при определённой вязкости жидкости. При другой вязкости масла, отличной от приведённой, потери давления приближённо можно считать пропорциональными отношению вязкостей.
Распределители предназначены для реверсирования движения рабочего органа, его остановки, разгрузки насоса от давления и выполнения других операций. Распределители классифицируют по конструкции, типу управления, диаметру условного прохода, числу позиций, числу основных гидролиний, гидросхеме. Распределители имеют два основных конструктивных исполнения: В и Р с международными присоединительными размерами и типа ПГ, в последние годы снятые с производства (кроме ПГ74-24М и ПГ72-34).
В нашем случае выбираем распределитель 1Р6 со следующими характеристиками: диаметр условного прохода: 6 мм; расход масла, л/мин: Номинальный – 20-25 л/мин, максимальный – 20-60 л/мин
Следовательно потери давления будут составлять:
Обратные клапаны типа Г(ПГ) 51-3,2 по ГОСТ 21 464-76 КОЛ, 1МКО предназначены для пропуска потока масла в одном направлении и запирания его прохода в обратном направлении при палении давления на входе. Их также можно использовать для создания в сливной линии небольшого подпора (при установке усиленной пружины). С помощью обратных клапанов возможно останавливать рабочие органы при вертикальном расположении цилиндра в любом положении.
При компоновке дросселя с обратным клапаном с помощью дросселя регулируется скорость рабочей подачи, а обратный клапан позволяет осуществлять быстрые перемещения рабочего органа в обратном направлении, например, совершать быстрый отвод.
Потери давления ∆р ном
в обратных клапанах приводятся при номинальном расходе Q ном
или даются в виде графиков зависимости ∆р=f(Q).
При расходе Q через клапан, отличном от номинального Q ном
, потери давления ∆ропределяютсяпоформуле:
где р от
–давлениеоткрыванияклапана, дляклапановГ(ПГ) 51-3(2) р от
=0,15 МПа
Выбираем обратный клапан Г51-31 со следующими характеристиками: расход масла: Q ном
=16 л/мин, номинальное давление: р ном
=20 МПа, номинальные потери давления: ∆р ном
=0,25 МПа.
Общие потери давления в обратном клапане при расходе через него Q=13,5 л/мин предварительно равны:
Гидроклапаны давления (напорные золотники) типа Г(ПГ) 54-3,2, КЕМ102 предназначены для поддержания заданной разности давлений в подводимом и отводимом потоках (регулируемый клапан разности давлений), для предохранения гидросистемы от повышенного давления, перелива жидкости (переливной клапан). Его также можно использовать для разгрузки насоса от давления совместно с гидроаккумулятором; для пропуска масла только при достижении в линии управления заданной величины давления, определяемой настройкой пружины; для торможения в конце пути, при этом часть масла от насоса сливается через предохранительный клапан в гидробак.
Гидроклапаны давления выбираются по расходу с учётом давления. Потери давления приводятся в технических характеристиках или в виде зависимости ∆р=f(Q), или даются ∆р ном
при Q ном
. Потери давления при расходе Q, отличном от номинального, определяется также, как и для обратных клапанов.
Выбираем гидроклапан давления Г54-12 со следующими характеристиками: расход масла: Q ном
=18/мин, номинальное давление: р ном
=2 МПа, номинальные потери давления: ∆р ном
=0,2 МПа.
Общие потери давления в гидроклапане давления при расходе через него Q=13,5 л/мин предварительно равны:
Регулятор расхода (потока) типа ПГ (ПМГ)55-1,2,3,4,6,7 предназначены для регулирования скорости перемещения рабочих органов с поддержанием стабильной скорости вне зависимости от нагрузки. Они представляют собой комбинацию дросселя с регулятором, поддерживающим постоянный перепад давления (∆р=0,2…0,25 МПа) надросселирующейщели. Вгидроприводах станков используются регуляторы потока с максимальным расходом до 200 л/мин и рабочим давлением до 20 МПа.
Регуляторы расхода выбираются по расходу жидкости с учётом давления. В технических характеристиках приводятся значения потерь давления ∆рилизависимости∆р=f(Q).
Выбираем регулятор потока МПГ55-22 со следующими характеристиками: расход масла: Q max
=25 л/мин, номинальное давление: р ном
=20 МПа, номинальные потери давления: ∆р ном
=0,2 МПа.
Общие потери давления в гидроклапане давления при расходе через него Q=13,5 л/мин равны:
Надёжность работы гидропривода станков и других машин находится в прямой зависимости от качества фильтрации масла, т.е. тонкости фильтрации. Для обычных цикловых гидросистем требуется обеспечить тонкость фильтрации 25 мкм, что соответствует 12-му классу чистоты жидкости.
Фильтры предназначены для очистки рабочей жидкости от загрязняющих примесей, попадающих в жидкость извне, в результате износа и окисления деталей гидроагрегатов, а также продуктов окисления самой рабочей жидкости.
Фильтры подразделяются на приёмные (всасывающие), сливные, напорные, магнитные, воздушные и заливные.
В нашем случае в системе установлен сливной фильтр.
Фильтры выбираются в соответствии с расходом и давлением жидкости в линии установки фильтра, с требованием к тонкости фильтрации, которая определяется сроком службы и назначением гидропривода. Значения номинальных потерь давления (перепада давления) ∆р ном
в фильтрах при номинальной пропускной способности фильтра Q ном
даются в технических характеристиках фильтра.
При расходе жидкости Q через фильтр, отличном от номинального, потери давления в фильтре ∆ропределяютсяпообщейформуле:
Выбираем фильтр сливной 12-25-К со следующими характеристиками: расход масла: Q ном
=25 л/мин, номинальное давление: р ном
=20 МПа, номинальные потери давления: ∆р ном
=0,09 МПа. Нужно поставить два фильтра и, соответственно, увеличить в два раза потери давления.
Общие потери давления в гидроклапане давления при расходе через него Q=13,5 л/мин предварительно равны:
Предохранительные клапаны непрямого действия типа Г52-2 по ТУ-053-1748-85, МКВП-*/3с и МКВП-*/3т предназначены для предохранения гидросистем от повышенного давления , превышающего установленное, для поддержания определенного постоянного давления в гидросистемах , а также для разгрузки гидросистемы от давления с помощью вспомогательного золотника управления (распределителя). Предохранительный клапан по ТУ-053-1748-85 состоит из вспомогательного клапана, а в исполнении с электрическим управлением разгрузкой –пилота. Они, какправило, устанавливаются на ответвлении после насоса и настраиваются обычно на давление p кл
, превышающее максимальное рабочее p н
на 10-20%, т.е.
Предохранительный клапан выбирается по расходу с учетом номинального давления.
В даннои случае выбираем предохранительный клапан непрямого действия, типа М-КП: типоразмер Ду=10 мм; номинальный расход Q ном
=40 л/мин (Q max
56); номиналльное рабочее давление p ном
=20 МПа.
Гидробаки служат ёмкостями для рабочих жидкостей, используемых в гидросистемах, а также для охлаждения жидкости.
Гидробаки, как правило, изготавливают сварными из тонколистовой стали. Перегородками гидробак делится на отсеки. Крышки гидробака и соединения должны быть уплотнены для защиты от загрязнений извне. Отверстия для ввода в бак концов сливных и дренажных труб, не присоединённых к промежуточным колодкам, должны быть уплотнены резиновыми или войлочными втулками. Полость бака должна соединяться с атмосферой через воздушный фильтр-сапун. Для заливки жидкости в бак используется заливной фильтр-стакан. Если на гидробаке установлены насосные агрегаты, гидроаппаратура, кондиционеры рабочей жидкости и манометры, конструктивно оформленные как одно целое, то они представляют собой насосные установки.
Объём жидкости в гидробаке выбирается из учёта количества жидкости в системе, в аккумуляторах при максимальной их зарядке; изменения объёма гидроцилиндра, обусловленного разностью их рабочих объёмов, изменения объёма жидкости в гидросистеме, обусловленного её температурным расширением. Объём масла должен составлять не более 80-90% полного объёма бака, что необходимо для компенсации теплового расширения масла и обеспечения отделения воздуха. Для лучшего охлаждения масла объём бака можно принимать до пятиминутной подачи насоса. Бак обычно имеет форму прямоугольного параллелепипеда с отношением сторон 1:1:1 и 1:2:3. Выбранный объём бака должен соответствовать ряду номинальных вместимостей гидробаков.
Для контроля и настройки на определённое давление насоса в линиях гидросистемы должны быть установлены манометры по ГОСТ 8625-77. В соответствии с ГОСТ 2405-80 манометры имеют классы точности 0,4;0,6;1;1,5;2,5 или 4. Класс тонности определяется:
При эксплуатации манометра рабочее давление не должно превышать ¾верхнегопредела измерения:
Выбирается манометр типа МТП60-1-2-1,5 класса точности 2,5 диаметром корпуса 60 мм, рассчитанный на верхний предел измерения 6 МПа.
Колебания давления и гидравлические удары в гидросистеме могут быстро вывести манометр из строя. Поэтому перед манометром необходимо устанавливать демпферы –специальныепереходникисдросселями, вентили. Дляповышениянадёжности работы манометра давление следует подводить и сбрасывать плавно, соединять манометры с гидролиниями с помощью специальных переключателей (ПМ-320) только в моменты измерения давления.
Рабочие жидкости в гидроприводах предназначены для передачи энергии к гидродвигателям. Кроме того, они должны обладать хорошими смазочными свойствами, т.е. обеспечивать эффективное смазывание трущихся поверхностей, образуя на них прочный слой, который исключает полностью или частично сухое трение и уменьшает их износ. Жидкости должны отводить от трущихся поверхностей тепло и продукты износа, обладать хорошими антикоррозионными свойствами, мало изменять вязкость в широком диапазоне температур, иметь большой модуль упругости, быть безвредными для обслуживающего персонала и т.п.
Для нашей системы выбираем по рабочему давлению Р=5,9МПа масло вязкостью 35-63 мм 2
/с.
При рабочей температуре, составляющей 47ºС, выбранное масло подходит по всем параметрам.
3.1 Определение диаметров всасывающего, напорного и сливного трубопроводов.

Внутренний диаметр трубопровода определяется исходя из того, чтобы потери давления составляли небольшой процент от рабочего давления и в то же время размеры, масса трубопровода были бы минимальными.
При определении диаметров трубопроводов обычно задаются скоростью движения рабочей жидкости:
для всасывающихся трубопроводов: 1,2-1,6 м/с;
для напорных трубопроводов скорость движения берётся в зависимости от номинального давления: для давления до 6,3 МПА скорость не более 3,2 м/с.
Для данной схемы расход жидкости во всасывающей, напорной и сливной линии равен Q ном
.
Зная расход, диаметр трубопровода определяется по формуле:
Для трубопроводов выбираем стальные бесшовные холодно деформированные трубы по ГОСТ 8734-75. Для монтажа трубопроводов используется соединения с развальцовкой, шаровым ниппелем, врезающимся кольцом, которые нормализованы. Диаметр всасывающего трубопровода: 1,4 см; диаметр сливного трубопровода: 1,1 см; диаметр напорного трубопровода: 0,8 см.
Толщину стенки трубопровода можно определить по формуле:
где: р кл
–максимальное давление в трубопроводе, равное давлению настройки предохранительного клапана, р кл
=1,5•р =1,5•5,9=8,7 МПа;
σ вр
–пределпрочностинарастяжениематериалатрубопровода, длястали марки сталь 20: σ вр
=420 МПа;
К δ
=4…6 –коэффициентбезопасности, зависящийотизменениядавления.
Во всасывающем трубопроводе нет избыточного давления, поэтому толщину его стенки берём конструктивно.
Во всасывающем трубопроводе нет избыточного давления, поэтому толщину его стенки следует брать конструктивно δ вс
=1 мм
Вычисляются уточнённые значения скоростей в трубопроводах по формуле:
3.2 Определение общих потерь давления,давления и подачи насоса, уточнение выбора насоса.

Общие потери давления ∆рвтрубопроводахгидросистемысостоятизпотерьвместных сопротивлениях ∆р м
и по длине ∆р l
на прямолинейных участках, т.е.:
Потери в местных сопротивлениях состоят из потерь в гидроаппаратуре ∆р га
(основные потери) и сопротивлениях ∆р мс
типа повороты, расширения и т.д., т.е.:
Потери давления в местных сопротивлениях типа повороты, расширения и т.д. определяются по формуле:
где F тр
–площадьсечениятрубопровода.
Потери давления по длине трубопровода определяются по формуле:
Общие потери давления, состоящие из потерь во всасывающей, напорной и сливной, приведённой к напорной, линиях, определяются по формуле:
Выражая скорости движения жидкости v тр
в трубопроводах, потери давления в аппаратах Σ∆р н
, Σ∆р сл
и расход жидкости в сливной линии Q сл
через расход Q н
в напорной линии можно получить:
где В и С –постоянныекоэффициенты, равныезначениямсоответственновпервой и второй квадратной скобке;
λ–коэффициентсопротивлениятренияподлинетрубопровода;
Σξ - сумма коэффициентов местных сопротивлений в соответствующей линии;
l вс
, l н
, l сл
–длинытрубопроводовсоответственновсасывающей, напорной и сливной линии;
ρ–плотностьжидкостипризаданнойтемпературе;
Σ∆р н
, Σ∆р сл
–потеридавлениявгидроаппаратах, фильтрах, установленных в напорной и сливной линиях конкретных гидроприводов.
Коэффициент сопротивления трения по длине трубопровода λ определяется в зависимости от режима движения жидкости и зоны сопротивления.
Сначала определяется число Рейнольдса:
Число Рейнольдса Re<2320 –режимдвиженияламинарныйикоэффициентсопротивления λопределяетсяпоформуле:
Число Рейнольдса Re<2320 –режимдвиженияламинарныйикоэффициентсопротивления λопределяетсяпоформуле:
Число Рейнольдса Re<2320 –режимдвиженияламинарный и коэффициент сопротивления λопределяетсяпоформуле:
Определяются коэффициенты местных сопротивлений ξ:
Σξ вс
=b•Σξ=1,5•(3•1,5+3•0,18)=7,56
Насос работает на трубопровод. Поэтому должны соблюдаться условия материального и энергетического баланса, т.е. какая будет подача насоса, такой же расход будет в трубопроводе, и какое давление будет создавать насос, такое же давление будет в начале напорного трубопровода. А эти условия будут выполняться в точке пересечения характеристики насоса р н
=f 1
(Q) с характеристикой трубопровода р тр
= f 2
(Q) в рабочей точке. Теоретическая подача насоса равна:
График совместной работы насоса и трубопровода приведён на рис.1:
1. 5,9*10 6
+(5,81*10 9
+1,02*10 9
)*0,00003 2
=6183153Па/10 6
=6,18Мпа
2. 5,9*10 6
+(5,81*10 9
+1,02*10 9
)*0,0001 2
=68774125Па/10 6
=6,87Мпа
3. 5,9*10 6
+(5,81*10 9
+1,02*10 9
)*0,00017 2
=7133571Па/10 6
=7,1Мпа
4. 5,9*10 6
+(5,81*10 9
+1,02*10 9
)*0,00023 2
=7412561Па/10 6
=7,4МПа
По графику определяется: Q н
=15,8 л/мин, р н
=5,9 МПа, р кл
=8,7 МПа, ∆р=1,7 МПа
∆р=(5,84•10 9
+1,02•10 9
)•(15,8/60000) 2
=2,29•10 6
Па = 2,29 МПа
Насос был выбран предварительно по номинальной подаче Q ном
и по номинальному давлению р ном
. Выбранный насос создаёт номинальное давление р ном
≥р кл
.
Рассчитываем потери давления в аппаратах:
В распределителе при расходе 16 л/мин:
В обратном клапане при расходе 16 л/мин:
В гидроклапане давления при расходе 16 л/мин:
В регуляторе расхода при расходе 16 л/мин:
Общие потери давления в гидроаппаратуре:
Потери давления в аппаратах составляют около 99% от общих потерь давления, поэтому для приблизительных проектировочных расчётов можно учитывать лишь потери давления в аппаратах.
4.Определение коэффициента полезного действия гидропривода.

При проектировании гидропривода нужно стремиться, чтобы его КПД был наибольшим. КПД гидропривода зависит от потерь мощности на механическое трение в насосе и гидродвигателе, на утечки жидкости и на потери давления в гидросистеме.
Действительный КПД гидропривода η гп
будет определяться как отношение полезной мощности N п
гидродвигателя к затраченной мощности насоса N н
за полный цикл работы.
где Q н
–подачанасосапридавлениир н
;
Полный КПД насоса, зависящий от давления, определяется по формуле:
где η г
–гидравлическийКПД (η г
=1);
η 0
–объёмныйКПДнасосаприр н
η 0
=Q н
/Q т
=16/18=0,88
η м
–механическийКПДнасосаη м
= η ном
/ η 0 ном
=0,66/0,76=0,86
η ном
и η 0 ном
–полныйиобъёмныйКПДнасосаприноминальномрежиме.
Расчётная площадь гидробака F б
определяется из предположения, что масло залито до уровня, составляющего 0,8 высоты гидробака, площадь бака, непосредственно соприкасающегося с маслом, учитывается полностью, а площадь остальной поверхности, не соприкасающейся с маслом и имеющая более низкую температуру, учитывается наполовину. При этом гидробак изолирован от узлов станка, а насос погружён в масло. Тогда расчётная площадь гидробака, м 2
, определиться по формуле:
α–Коэффициент, зависящийотсоотношениясторонгидробака, α=6,4 присоотношении сторон гидробака от 1:1:1 до 1:2:3.
Выбираем гидробак с соотношением сторон 1:1:1. Следовательно объем занимаемый маслом будет равен: v м
=50,4 дм 3
.
Установившая температура масла, ºС, определяется по формуле:
где - t в
=20…25ºС –температура воздуха в цехе.
К –коэффициенттеплопередачиотбакакокружающемувоздуху (Вт/(м 2
•ºС))
При использовании воздушного теплообменника К=80 Вт/(м 2
•ºС)
Потерю мощности можно определить по формуле:
N пот
=6,3•10 6
•11•(1-0,43)/(0,67•60000)=982,61 кВт
Данная температура не превышает по своему значению 47˚С следовательно применение теплообменника не является необходимым.
6
. Построение пьезометрической линии.

Величине в уравнении Бернулли представляет собой полный гидродинамический напор (полную удельную энергию) в сечении потока. Линия, соединяющая значения полных гидравлических напоров в соответствующих сечениях потока, называется напорной линией. В гидросистеме станков и других машин значения геометрического напора Z, скоростного напора αV 2
/ρg составляют незначительную часть от пьезометрического напора P/ρg. Поэтому геометрическим и скоростным напорами по сравнению с пьезометрическим напором можно пренебречь. Пьезометрическая линия наглядно показывает распределение напора (давления) в гидросистеме от насоса до гидродвигателя и от гидродвигателя до гидробака.
Пьезометрическая линия строится по значениям P/ρg в соответствующих сечениях потока в масштабе. Напорная линия трубопровода от насоса до гидродвигателя (гидроцилиндра) и сливная линия от гидро дигателя до гидробака изображается в виде прямолинейных участков, соединяющих элементы гидропривода. Общая длина напорной и сливной линий откладывается в масштабе, а расстояния между отдельными местными сопротивлениями (аппаратами) берутся конструктивно.
Потери напоа по длине отдельных участков h в
берутся пропорционально длине участков. При построении пьезометрической линии за характерные сечения потока берутся выход из насоса и местные сопротивления типа гидроаппаратуры, вход и выход в гидробак. Потери напора в местных сопротивлениях типа поворотов, внезапных расширений и сужений и т.д. следует складывать с потерями в ближайшем аппарате.
Если в распределителе даны полные потери давления ΔP, то потери давления в напорной ΔP н
и сливной ΔP сл
линиях следует определять пропорционально расходам жидкости.
Где Q н
, Q сл
–расход жидкости соответственно в напорной и сливной линии распределителя, м 3
/с.
Давление на входе в гидрораспределитель (рабочее давление) P р
определяется как P р
=
где ∑P н
- суммарное давление в напорной линии до гидродвигателя, Па
Противодавление в сливной полости гидродвигателя, равное суммарным потерям давления в сливной линии, определяется
1. Богданович Л.Б. Гидравлические приводы. Киев. Вища школа. 1980.- 231 с.
2. Свешников В.К. Станочные гидроприводы: Справочник, - 3-е изд. перераб. и доп. –М.: Машиностроение. 1995. – 448 с.
3. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: т.3 7-е изд. перераб. и доп. –М.: Машиностроение, 1992. – 720 с.
4. Акчурин Р.Я. Расчёт гидроприводов: Учебное пособие. Киров. 1998. 70 с.
1. Расчет и проектирование гидроцилиндра поворотного действия.
2. Выбор гидроаппаратуры и вспомогательных элементов гидропривода.
3. Расчет трубопроводов гидросистемы.
3.1. Определение диаметров всасывающего, напорного и сливного трубопровода.
3.2. Определение общих потерь давления, давления и подачи насоса, уточнение выбора насоса.
4. Определение коэффициента полезного действия гидропривода .

6. Построение пьезометрической линии.

Название: Расчёт гидравлического привода
Раздел: Промышленность, производство
Тип: реферат
Добавлен 00:20:35 05 июля 2011 Похожие работы
Просмотров: 498
Комментариев: 13
Оценило: 2 человек
Средний балл: 3.5
Оценка: неизвестно   Скачать

Кинематический коэффициент вязкости υ, мм 2
/с
Срочная помощь учащимся в написании различных работ. Бесплатные корректировки! Круглосуточная поддержка! Узнай стоимость твоей работы на сайте 64362.ru
Привет студентам) если возникают трудности с любой работой (от реферата и контрольных до диплома), можете обратиться на FAST-REFERAT.RU , я там обычно заказываю, все качественно и в срок) в любом случае попробуйте, за спрос денег не берут)
Да, но только в случае крайней необходимости.

Реферат: Расчёт гидравлического привода
Курсовая работа по теме Избирательная система РФ
Курсовая работа по теме Прикладная теория систем массового обслуживания
Дипломная Работа На Тему Логистика Складирования
Фильмы Для Декабрьского Сочинения 2022
Реферат: Банковская и коммерческая тайна
Реферат: Просвещение на Руси в XVIII веке
Реферат На Тему System Of Education Of Great Britain
Дипломная работа по теме Обучающая подсистема для лабораторного исследования характеристик замкнутых САУ в среде интернет
Реферат: Сад камней
Контрольная Работа Координаты Вектора В Пространстве
Реферат: Меркантилизм как предтеча государственного регулирования рыночных отношений
Симонов Среди Оборванных Старух Сочинение
Реферат На Тему Жестокое Обращение С Детьми
ХОЗЯЙСТВЕННО-ПИТЬЕВОЙ ВОДОПРОВОД В1
Реферат по теме Охрана труда в Финляндии
Контрольная работа: Постмодернизм как направление в искусстве
Курсовая работа: Исследование деятельности Центрального банка Российской Федерации
Реферат: Оценка положений мерчандайзинга применительно к открытому акционерному обществу «N-ский ликеро-водочный завод» 12
Реферат по теме Несколько замечаний о восстании Спартака
Курсовая работа: Методы сбора информации в социологическом исследовании
Доклад: Цитен, Ганс Иоахим фон
Реферат: Андропов в Венгрии накануне событий 1956 г.
Курсовая работа: Правовой нигилизм