Студопедия Главная Случайная страница Обратная связь

Разделы: Автомобили Астрономия Биология География Дом и сад Другие языки Другое Информатика История Культура Литература Логика Математика Медицина Металлургия Механика Образование Охрана труда Педагогика Политика Право Психология Религия Риторика Социология Спорт Строительство Технология Туризм Физика Философия Финансы Химия Черчение Экология Экономика Электроника

ГІДРАВЛІКА, ГІДРО- ТА ПНЕВМОПРИВОД 2 страница




Q - витрати масла, м3 .

Для кільцевих щілин (d1 і d2 - зовнішній і внутрішній діаметр щілини):

 

. (1.16)

 

Межу між ламінарним і турбулентним режимами виражає критичне число Рейнольдса Reкр. Якщо Re < Reкр, то потік ламі­нарний, якщо Re >Reкр, то потік - турбулентний. Для круглих гладких труб Reкр = 2000-2320, для гнучких рукавів - 1550-1650, для гладких кільцевих щілин - 1000-1100, для вікон золот­ників - 250-270, для клапанів – 30-100, для вентилів - 500-700.

Розрізняють втрати тиску у трубопроводах і втрати тиску в гідроагрегатах і арматурі (місцевий опір). Втрата тиску ∆р на відрізку трубопроводу діаметром d (м) і довжиною l (м), обумовле­ною опором тертя рідини, визначається при ламінарному режимі за формулою, Па:

 

DРтр = l× ρ× , (1.17)

де - коефіцієнт гідравлічного тертя (коефіцієнт Дарсі);

v – середня швидкість плину рідини в перетині потоку, м/с.

Коефіцієнт гідравлічного тертя залежить від в'язкості й густини рідини , діаметра трубопроводу d, шорсткості внутрішніх стінок трубопроводу kе й середньої швидкості руху рідини v. У загальному випадку коефіцієнт залежить від двох безрозмірних параметрів – числа Рейнольдса Re і відносної шорсткості :

l = f ,

де - абсолютна еквівалентна шорсткість стінок труби, м.

Детальніше це питання розглянуто в лабораторному практикумі.

Втрати напору в місцевих опорах можна визначити за формулою, Па:

, (1.18)

де - коефіцієнт опору для ряду послідовно розташованих місцевих опорів.

Для стандартних елементів і арматури приймають такі значення коефіцієнтів місцевих опорів:

- розподільні золотники в залежності від характеру руху й кількості поворотів рідини 2 – 4;

- розподільні і зворотні /запірні/ клапани без урахування зусилля пружини 2 – 3;

- штуцери, які з'єднують труби з агрегатами, і перехідники, які з'єднують відрізки труб 0,1 - 0,15.

В деяких випадках визначають не втрати тиску ∆р, а – втрати напору Δh. Між цими величинами має місце така залежність:

чи (1.19)

Втрати напору доцільно визначити при істотній різниці висот­них рівнів гідростанції і робочого органа (10 м і більше), коли втрати тиску на підняття стовпа масла будуть сумірні із втрата­ми тиску в трубопроводах і місцевих опорах.

 

1.4 Гідравлічний удар у трубах

 

У зв'язку з використанням високих швидкостей течії рідин у трубопроводах і застосування в них швидкодіючого розподільного обладнання важливе значення набувають питання, пов'язані з гідравлі­чним ударом, при якому виникають тиски в декілька разів більші від номінальних. В окремих випадках ці тиски можуть призвести до руйнування гідросистем.

Гідравлічним ударом називають підвищення тиску рідини, яка протікає по трубі, при швидкому перекритті заслінки. Він обумовле­ний стисливістю рідини і пружною деформацією трубопроводу. Ударне підвищення тискурудможна визначити за формулою, Па:

 

, (1.20)

 

де Q – витрати рідини у трубі, м3/с;

- швидкість поширення хвилі в пружній рідині, яка заповнює пружний трубопровід, м/с;

d,δ - внутрішній діаметр і товщина стінки труби, м;

Етрр - модуль пружності матеріалу труби й рідини, Па.

До основних засобів боротьби з гідравлічним ударом відносяться: збільшення часу закриття заслінки чи переключення розподільно­го золотника й встановлення на трубі компенсаторів.

Регулювання часу швидкості закриття розподільного чи відсічного золотників звичайно здійснюється дросельним реле, завдяки якому час перекриття трубопроводу може тривати при необхідності протя­гом декількох секунд.

Потрібний час t закриття чи відкриття заслінки, при якому бу­де допустиме підвищення тиску, визначається за формулою, с:

 

, (1.21)

 

де L – довжина трубопроводу, м.

 
 

Компенсатори гідравлічного удару звичайно мають з'єднану з трубопроводом ємкість з пружним елементом. Ударний тиск тут компенсується за рахунок часткового поглинання енергії пружним елементом. Схеми найбільш поширених компенсаторів показані на рис.1.2.

а) б) в) г)

а – пружинний; б – пневматичний; в – із запобіжним клапаном;

г - мембранний

Рисунок 1.2 – Схеми компенсаторів гідравлічного удару

 

1.5 Рух рідини у напірних трубопроводах

 

Відрізок трубопроводу, який з'єднує насос з баком, при­йнято називати всмоктуючою магістраллю (лінією), а відрізок трубо­проводу, яким рідина надходить від насоса до гідромотору, - напір­ною (робочою або нагнітальною) магістраллю. Відрізок, яким рідина відводиться від гідромотору в бак, - зливною магістраллю (злив). До напірної магістралі відносять і ті трубопроводи, що перебувають під робочим тиском.

Величина витрат Q рідини, яка проходить через трубопровід
з площею перерізу ω із швидкістю V, визначається за виразом, м3/с:


Q = ω·V . (1.22)

Із цього виразу видно, що витрати будуть тим більшими, чим більшими будуть прохідний переріз трубопроводу і швидкість руху рідини. Разом з тим, потрібно враховувати, що збільшення швидкос­ті спричиняє до збільшення втрат тиску в гідросистемі, а збільше­ння перерізу погіршує характеристики привода за показниками жорст­кості, викликає необхідність застосування більш дорогої апаратури тощо.

На підставі багаторічної практики встановлена така залежність для нагнітальних трубопроводів між величинами тиску та швидкості руху:

 

Тиск, МПа 1,0 2,5 5,0 10 15 20

 

Допустима швидкість 1,3 2,0 3,0 4,5 5,5 6,0

руху рідини, м/с

 

 

Для всмоктуючих трубопроводів швидкість дорівнює 0,5-1,5 м/с, а зливних - до 2 м/с.

У загальному випадку швидкість вибирають таку, щоб втрати ти­ску у трубопроводі не перевищували 5-6% робочого тиску.

Перерізи всіх елементів гідросистеми мають задовольняти вимогам закону про нерозривність потоку, згідно з яким витрати у рі­зних перерізах потоку при сталому русі мають бути однаковими:

 

, (1.23)

 

де V1, V2 - середні швидкості потоку в перерізах ω1 і ω2.

Перерізи трубопроводів, гідроапаратури характеризуються вели­чиною умовного проходу Dу (округлена до найближчого значення з установленого ряду величина діаметра кола, площа якого дорівнює площі характерного прохідного перерізу каналу труби чи обладнання). ГОСТ 16516-80 установлює такий ряд основних умовних проходів /мм/: 1; 1,6; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20; 25; 32; 40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250.

1.5.1 Короткі та довгi трубопроводи

Рух рідин и у трубопроводі описується рівнянням Бернуллі:

= const, (1.24)

де z – положення центру тяжіння перетину відносно площини порівняння,м;

р – манометричний тиск у центрі розглянутого перетину потоку, Па;

- коефіцієнт Кориоліса (коефіцієнт кінетичної енергії), що характеризує нерівномірність розподілу швидкостей по перетині потоку;

v – середня по перетину потоку швидкість руху рідини, м/с;

g – прискорення сили ваги, м/с2.

Розрахунки трубопроводiв виконують за рiвнянням Бернуллі з урахуванням місцевих втрат напору та втрат за довжиною. Трубопровід може складатися з кількох ділянок, що мають piзнi дiаметри труб, або з труб з рiзних матерiалiв, а також мати piзнi місцеві опори. В цьому разi в праву частину рiвняння Бернуллi слід вводити суму втрат напору за довжиною на рiзних ділянках i суму мiсцевих втрат напору:

 

(1.25)

 

Якщо довжина трубопроводу велика, то втрати напору за довжиною можуть виявитися значно більшими, нiж місцевi втрати напору. В цьому разi мiсцевими втратами можна знехтувати. Такі трубопроводи називаються довгими.

У коротких трубопроводах місцевi втрати напору cyмірнi iз втратами напору за довжиною, i тому в розрахунках слід брати до уваги обидва види втрат напору.

На практиці трубопровід вважають коротким, якщо місцевi втрати становлять більше ніж 5-10% втрат за довжиною.

Для орiентовних розрахунків трубопроводiв можна приблизно вважати трубопровід коротким, якщо його довжина i довгим, якщо його довжина Якщо трубопровід може бути як довгим, так i коротким.

 

1.5.2 Розрахунки трубопроводiв

Напірний резервуар iз трубопроводом, який складається з двох ділянок різного перерізу.Посередині другої ділянки встановлений вентиль. Площину порiвняння проведемо через вісь труби (рис. 1.3).

 

 

 

 

Рисунок 1.3 – Напірний резервуар з трубопроводом різного перерізу

 

Рiвняння Бернуллi запишемо для nepepiзiв 0-0 на поверхні резервуара i 2-2 в кінці другої ділянки:

 

H=

 

Згідно з рiвнянням нерозривності:

Тоді:

H= . (1.26)

 

При розрахунках довгих трубопроводiв мiсцевими втратами напору в рiвняннi Бернуллi можна знехтувати через їх незначну величину порiвняно з втратами напору за довжиною

Якщо для водопровідних мереж взяти z як відмітку землі над даним перерізом трубопроводу, то величина p/ρg - п’єзометрична висота в цьому перерізі – називається вільним напором Hв= p/ρg (тобто напором над поверхнею землі).

П’єзометричний напір:

H= z +Hв.

Вільні напори для водопроводу вибирають залежно від кількості поверхiв приміщення, але не менше як 10м. Тому п'езометричні напори теж будуть більшими за 10м.

Швидкісні напори при звичайних швидкостях руху води в тpyбi V=1...3мзменшуватимуться в діапазоні

 

Звідси бачимо, що швидкісними напорами також можна знехтувати, оскільки вони дуже малi порiвняно з п'езометричним напором

Отже, рівняння Бернуллі матиме вигляд:

.

При вирішенні практичних завдань частіше потрiбно знайти витрату, або дiаметр труби, або втрати напору. Для цього зручно подати останні в такому вигляді:

де Soпитомий oпip труби, який залежить вiд її дiаметра i гідравлiчного коефіцієнта тертя λ:

3 урахуванням викладеного довгі трубопроводи розраховують за формулою:

H1 - H2=∑S0Q2l . (1.27)

Як і λ,питомий onip залежить також від відносної еквiвалентної шорсткості труби і числа Рейнольдса Re.

В окремому випадку для водопровідних труб So можна подати залежно від матерiалу труби i дiаметра D, а також вiд середньої швидкості.

При швидкості руху води в сталевих i чавунних трубах (перехідна область опору) питомi опори таких труб обчислюють за формулою:

S0=S0 квθ, (1.28)

де S0 кeпитомий oпip в квадратичній областi опору [ ],

θ- коефіцієнт, який визначають залежно від швидкостi руху рідини V:

швидкість V, м/с 1,2 1,1 1,0 0,9 0,8 0,6 0,4 0,2

коефіцієнт θ 1,0 1,015 1,03 1,04 1,06 1,11 1,2 1,41


2 ГІДРАВЛІЧНИЙ ПРИВОД МЕХАНІЗМІВ І МАШИН

2.1 Загальні відомості

За масштабністю сфер застосування серед різних типів приводів на першому місці є електропривод, на другому - гідропривод і на третьому - пневмопривод.

Гідропривод у порівнянні з електроприводом має певні перева­ги й недоліки. До переваг можна віднести такі:

- значно більша силова напруженість;

- малі габарити й маса;

- низька інерційність;

- висока плавність регулювання швидкості в широкому діапазоні;

- простота захисту від перевантажень;

- можливість широкого використання стандартних елементів.

Основними недоліками є:

- чутливість до якості робочої рідини;

- більш низький ККД;

- підвищена пружність гідропередачі.

За характером руху вихідної ланки гідродвигуна розрізняють гідроприводи обертального, поворотного (менше 360°) і поступального рухів. За видом джерела енергії гідроприводи поділяють на магістра­льний (в якому робоча рідина подається в гідродвигун від магістра­лі, що не входить до складу привода і живить декілька гідроприводів), насосний (насос не входить до складу привода), акумуляторний, насос­но-акумуляторний.

За характером управління рухом вихідної ланки розрізняють при­води з дросельним, об'ємним та об'ємно-дросельним регулюванням і гідроприводи з управлінням приводним двигуном, який змінює частоту обертання насоса.

Поряд із гідроприводами в металургійних машинах і механізмах використовуються і пневмоприводи. Їх застосування має переваги в тих випадках, коли потрібно здійснювати швидкі переміщення вихідної ланки, а також коли застосування гідроприводів з масляним робочим середовищем неприпустиме. До основних переваг пнемоприводів можна віднести надійність і довговічність, швидкодію й простоту. До недо­ліків — високу стисливість газу, нерівномірність ходу, невисоку си­лову напруженість, більш низький ККД у порівнянні з гідроприводом.

 

2.2 Гідронасоси

 

2.2.1 Поршневі насоси

Поршневі і плунжерні насоси належать до об'ємних насосів, в яких переміщення рідини здійснюється шляхом витіснення її з робочих камер витискувачами. Під робочою камерою об'ємного насоса розуміється обмежений простір, що поперемінно сполучається з входом і виходом насоса. Робочий орган насоса, що безпосередньо здійснює роботу витіснення рідини з робочих камер, а також часто роботу всмоктування рідини в ці ж камери, називається витискувачем. Конструктивно витискувач може бути виконаний у вигляді поршня, плунжера, пластини і так далі.

Згідно нормативів, об'ємні насоси по характеру руху витискувачів, а отже, і по характеру процесу витіснення діляться на зворотно-поступовi, роторнi і крильчатi.

Зворотно-поступовий насос — це об'ємний насос, в якому витіснення рідини здійснюється з нерухомих робочих камер в результаті лише прямолінійного зворотно-поступального руху витискувачів.

По вигляду витискувачів зворотно-поступові насоси діляться на поршневі і діафрагмові. До поршневих насосів в широкому сенсі цього терміну відносяться також і плунжерні насоси. Відмінність між ними полягає в конструкції витискувача і характері ущільнення. У подальшому викладі під поршневими насосами розумітимуться як власне поршневі, так і плунжернi насоси. Поршневі і плунжернi насоси класифікуються по декількох основних ознаках.

1. По характеру руху провідної ланки розрізняють насоси:

а) прямодiючi, в яких провідна ланка здійснює зворотно-поступальну ходу (наприклад, парові прямодiючi);

б) вальні, в яких провідна ланка здійснює обертальний рух (кривошипні і кулачкові насоси).

2. По числу циклів нагнітання і всмоктування за один подвійний хід розрізняють насоси:

а) односторонньої дії;

б) двосторонньої дії.

3. По кількості поршнів або плунжерів насоси бувають:

а) однопоршневі;

б) двопоршневі;

в) трьохпоршневі;

г) багатопоршневі.

На рис. 2.1 приведена проста схема однопоршневого насоса односторонньої дії. У циліндрі 1 здійснює зворотно-поступальний рух поршень 2, сполучений штоком 3 з провідною ланкою насоса (на схемі не показано). До циліндра приєднана клапанна коробка 7, в якій знаходяться всмоктуючий клапан 6 і напірний клапан 8. Простір між клапанами і поршнем є робочою камерою насоса. До клапанної коробки знизу підведений всмоктуючий трубопровід 5, що сполучає насос з витратним резервуаром 4. Над клапанною коробкою знаходиться напірний трубопровід 9.

 

 

Рисунок 2.1 - Схема однопоршневого насосу односторонньої дії

 

У сучасних поршневих насосах найбільшого поширення набули клапани, навантажені пружинами; рідше застосовуються клапани, що діють під впливом власної ваги. Конструктивне виконання їх може бути різним.

На рис. 2.2 дана проста схема однопоршневого насоса двосторонньої дії, на рис. 2.3 - схема диференційного плунжерного насоса. У подальшому викладі прийняті наступні умовні позначення: D і S — діаметр і площа поршня; d і s — діаметр і площа поперечного перетину штока; l — хід поршня; q — робочий об'єм насоса; п — число подвійних ходів поршня або зворотів валу в хвилину; Q — подача насоса.

Рисунок 2.2 - Схема однопоршневого насосу двосторонньої дії

Рисунок 2.3 - Схема диференційного плунжерного насосу

Для насосів односторонньої дії

q=iSl, (2.1)

де i—число поршнів.

Для насосів двосторонньої дії

. (2.2)

Усереднена в часі секундна подача насоса

, (2.3)

де Qід — ідеальна секундна подача насоса;

h0— об'ємний ККД насоса, залежний від його конструкції, частоти ходів, тиску і абсолютних розмірів насоса. Орієнтовні значення h0 поршневих насосів залежно від розмірів насосів приведені в табл. 2.1.

Таблиця 2.1 - Орієнтовні значення h0 поршневих насосів

 

Розмір насосу D, мм Q, м3/год h0
Малий Середній Великий Менше 50 50 – 150 Більш 150 0,5 – 20 20 – 300 Більш 300 0,85 – 0,90 0,90 – 0,95 0,95 – 0,99

 

Максимально допустиме число подвійних ходів n в хвилину поршневих насосів змінюється залежно від типа клапанів і визначає їх швидкохідність.

Залежно від швидкохідності насосів вибираються відповідні співвідношення довжини ходу робочого органу l до його діаметру D. У табл. 2.2 приведені ці співвідношення y=l/D залежно від n для поршневих і плунжерних насосів.

 

Таблиця 2.2 - Співвідношення довжини ходу робочого органу l до його діаметру D

Тип насосу n, об/хв y
Тихохідний Нормальний Швидкохідний 40 – 80 80 – 150 150 - 350 2,5 – 2,0 2,0 – 1,2 1,2 – 0,5

 

У табл. 2.3 показані допустимі значення n залежно від типа клапанів.

Таблиця 2.3 - Допустимі значення n

Тип клапана п, об/хв
Ваговий Пружинний залежно від конструкції Спеціальної конструкції 60—80 100—200 300—500

 

Поршневі насоси можуть бути включені в паралельну роботу і з іншими об'ємними насосами (наприклад, з шестерінчастими), причому характер їх спільної роботи в принципі не відрізнятиметься від розглянутого випадку паралельної роботи двох поршневих насосів, оскільки характеристики інших об'ємних насосів мало відрізняються від характеристик поршневих насосів.

 

2.2.2 Плунжерні насоси

В кулачкових насосах (рис. 2.4,а) поршень (плунжер) 3 пружиною або іншими засобами притискається до кулачка (ексцентрику) 4. Вісь обертання кулачка (точка О2) зміщена відносно його геометричної осі (точка О2) на величину ексцентриситету е. При обертанні кулачка поршень здійснює в циліндрі зворотно-поступальний рух на величину шляху l=2е, при цьому через всмоктуючий клапан 1 відбувається всмоктування рідини, а через напірний клапан 2 — нагнітання.

а б в

 

Рисунок 2.4 – Основні типи плунжерних насосів

 

Подача цих насосів така ж, як і звичайних поршневих насосів односторонньої дії з шатуново-кривошипним механізмом. Для вирівнювання подачі застосовуються насоси багатопоршневі з числом циліндрів z=3—11 в одному ряду і із зсувом фаз їх робочих циклів на кут j = 360/z.

Схема трьохциліндрового насоса приведена на рис. 2.14, б. Кулачки а розташовані в ряд на приводному валу; поршні b притискаються до кулачків за допомогою пружин (останні на схемі не показані).

Для досягнення більшої компактності насоса циліндри часто розташовують радіально з пересіченням їх осей в загальному центрі О (рис. 2.4, в). Поршні 1 в цих насосах також приводяться в рух кулачком 4. Прижим поршнів до кулачка здійснюється пружинами 2. Центр О обертання кулачка у даній схемі зміщений відносно його геометричної осі на величину ексцентриситету е. Зменшення контактного тиску між поршнями і кулачком здійснюється за допомогою «башмаків» 3. Насоси виготовляють в одно- і багаторядном (не більше п'яти) виконанні. Розподіл рідини здійснюється за допомогою клапанів, які на схемі не показані.

Подача насоса визначається по формулі

 

, (2.4)

 

де h0—об’ємний ККД насоса, рівний 0,75—0,95;

S — робоча площа циліндра;

е — величина ексцентриситету;

z — число робочих камер;

п — число зворотів валу насоса в хвилину.

Кулачкові поршневі насоси здатні створювати високий тиск. Вони набули значного поширення в будівельних і дорожніх машинах. Деякі типи насосів використовуються для нагнітання рідини у гідравлічні преси, а також як паливні насоси дизелів.

Основні технічні дані деяких типів кулачкових поршневих насосів приведені в табл. 2.4.

 

Таблиця 2.4 - Основні технічні дані деяких типів кулачкових поршневих насосів

Марка насоса Подача, л/хв   Робочий тиск, МПа (кгс/см2)   Частота обертання, об/хв Потужність елек­тродвигуна, кВт
Н-400 20(200) 2,8
Н-401 30(300) 11,5
Н-403 30(300) 23,5
ПО-83 50(500) 3,8

 

 

2.2.3 Шестеренчасті насоси

Шестеренчасті насоси виконуються з шестернями зовнішнього і внутрішнього зачеплення. Найбільше поширення мають насоси з шестернями зовнішнього зачеплення. На рис. 2.5 приведена схема такого насоса. Він складається з двох однакових шестерень — ведучої 2 і ведомої 3, поміщених у корпусі, що щільно охоплює їх, — статорі 1. При обертанні шестерень в напрямі, вказаному стрілками, рідина, що заповнює западини між зубами, переноситься з порожнини всмоктування в порожнину нагнітання. Унаслідок різниці тиску (p2>p1) шестерні схильні до дії радіальних сил, які можуть привести до заклинювання роторів. Для урівноваження останніх в корпусі насосів інколи владнують розвантажувальні канали 4. Такі ж канали можуть бути виконані і в самих роторах.

Рисунок 2.5 - Насос з шестернями зовнішнього зачеплення

У шестеренчастих насосах високого тиску передбачається гідравлічна компенсація торцевих зазорів, здійснювана спеціальними «плаваючими втулками», які тиском рідини притискаються до шестерень. На рис. 2.6 приведена схема шестеренчастого насоса з гідростатичним притиском. Підведення тиску нагнітання по каналу 4 і дренаж через канали 3 в корпусі 6 дозволяють забезпечити компенсацію торцевого зазору між шестернями 1 і бічними щоками 2 і 5.

Рисунок 2.6 - Схема шестеренчастого насоса з гідростатичним притиском

Найчастіше застосовуються насоси, що складаються з пари прямозубих шестерень із зовнішнім зачепленням і з однаковим числом зубів евольвентного профілю. Для збільшення подачі інколи вживаються насоси з трьома і більш шестернями, розміщеними довкола центральної провідної шестерні.

Для підвищення тиску рідини застосовуються багатоступінчасті шестеренчасті насоси. Подача кожної подальшої ступені цих насосів менше подачі попередньої ступені. Для відведення надлишку рідини кожен рівень має перепускний (запобіжний) клапан, відрегульований на відповідний максимально допустимий тиск.

Окрім прямозубих шестерень, виконуються насоси з косозубими і шевронними шестернями. Кут нахилу зубів в шевронних шестернях зазвичай складає 20—25°.

Сучасні шестерінчасті насоси можуть розвивати тиск до 10—20 МПа.

Для наближених розрахунків секундної подачі насосів з двома однаковими шестернями можна користуватися формулою

 

, (2.5)







Дата добавления: 2015-09-15; просмотров: 290. Нарушение авторских прав

Studopedia.info - Студопедия - 2014-2017 год . (0.015 сек.) русская версия | украинская версия