Учебное пособие : Гидравлика, гидропневмопривод (работа 2) 


Полнотекстовый поиск по базе:

Главная >> Учебное пособие >> Транспорт


Гидравлика, гидропневмопривод (работа 2)




Министерство образования и науки Украины

Севастопольский национальный технический университет

МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ

по дисциплине

“ГИДРАВЛИКА, ГИДРО- И ПНЕВМОПРИВОДЫ”

По выполнению расчётно-графических заданий №2

для студентов дневной формы обучения

и контрольных работ

для студентов заочной формы обучения

специальности 7.090258

“Автомобили и автомобильное хозяйство”

Севастополь

2007

УДК 629.114.6

Методические указания по дисциплине ”Гидравлика, гидро- и пневмоприводы” по выполнению расчетно-графических заданий для студентов дневной формы обучения и контрольных работ для студентов заочной формы обучения специальности 7.090258 ”Ав-томобили и автомобильное хозяйство”/ Сост. Ю.Л. Рапацкий.- Севастополь: Издательство СевНТУ, 2001.-19с.

Целью методических указаний является оказание помощи студентам специальности ”Автомобили и автомобильное хозяйство” при изучении дисциплины “Гидравлика, гидно- и пневмоприводы” и самостоятельном выполнении расчетно-графических заданий студентами дневной формы обучения и контрольных работ заочниками.

Методические указания предназначены для студентов специальности 7.090258 ”Автомобили и автомобильное хозяйство” дневной и заочной форм обучения. Могут также использоваться студентами дневной и заочной форм обучения специальностей 7.090202 ”Технология машиностроения” и 7.090203 ”Металлорежущие станки и системы” при изучении ими соответствующих разделов аналогичной дисциплины.

Методические указания рассмотрены на заседании кафедры АТПП (протокол №4 от 29.12.2001 г)

Допущено учебно-методическим центром СевНТУ в качестве методических указаний.

Рецензент: Харченко А.О. канд. техн. наук, доцент кафедры Машиностроения и транспорта, Заслуженный изобретатель Украины.

Выбор вариантов на расчетно-графические задания для студентов дневной формы обучения и на контрольные работы для заочников.

Студенты дневной формы обучения выполняют в течение семестра два расчетно-графических задания (РГЗ). Выбор вариантов – по последней цифре номера зачетной книжки. РГЗ оформляются в соответствии с действующими стандартами Украины для текстовых документов на стандартных листах А4. Допускается оформление РГЗ на листах в клетку, а схем и чертежей – на миллиметровой бумаге. Рекомендуется использовать ПЭВМ для оформления РГЗ, в том числе целесообразно выполнять расчеты с применением одного из доступных математических пакетов Maple и Mathcad.

Защита студентами выполненных РГЗ приводится индивидуально, на консультациях, после проверки преподавателем правильности расчетов и оформления РГЗ.

РГЗ №1 должно быть выполнено на 10-11-й неделе семестра, а РГЗ №2 на 12-13-й неделе.

РГЗ №2 включает в себя задачу №1 (каждый студент решает два варианта задачи №1 в соответствии с таблицей Б1, а также задач №2.

Таблица Б1

Номера вариантов задачи №1 для второго РГЗ

Последняя цифра номера зачетной книжки

0

1

2

3

4

5

6

7

8

9

Номера вариан-тов задачи №1

0,2

1,2

2,3

3,5

4,5

5,6

6,8

7,8

8,9

9,2

По результатам решения задачи №1 предложить конструкцию дросселя и изобразить её графически.

При решении задач №3 и 4 конструкцию насоса необходимо изобразить графически.

Студенты заочной формы обучения выполняют одну контрольную работу, в которую входят все задачи, которые включены в РГЗ №1 и РГЗ №2. Выбор вариантов осуществляется аналогично приведённому выше.

Задача I

К штоку поршня I гидроцилиндра 2 приложена постоянная нагрузка Р.

Перемещение поршня гидроцилиндра осуществляется напором рабочей жидкости плотностью ρ = 0,88.103 кг/м3 под давлением Рн ? развиваемым насосом. Поршень I и его шток уплотнены резиновыми манжетами шевронной формы.

Спроектировать гидропередачу обеспечивающую перемещение штока (вычертить схему гидропередачи, определить полезную мощность гидронасоса Nн, предельные эффективные площади сечения дросселя регулятора Sp min и Sp max, внутренний диаметр гидроцилиндра Dr), имея ввиду, что скорости перемещения поршня вправо устанавливаются дросселем, регулирующим скорость в пределах от Vmin до Vmax. Предложить конструкцию дросселя регулятора (эскиз). При этом к.п.д. гидропередачи при скорости перемещения поршня Vn = Vmax, в случае установки лросселя последовательно, но должен быть меньше 0.6. Коэффициент расхода дросселя принять постоянным и равным μ = 0,4. Сопротивление гидромагистрали кроме сопротивления дросселя пренебречь.

Исходные данные:

№ вар

0

1

2

3

4

5

6

7

8

9

Установка

дросселя

Вход

Выход

Парал-

лельно

Вход

Выход

Парал-

леньно

Вход

Выход

Парал-

лельно

вход

Р (Н)

400

500

600

700

800

900

1000

1100

1200

1300

Pн

3,9

3,9

3,9

4,3

4,3

4,3

4,3

4,5

4,5

4,5

Vmin

(м/с)

0,2

0,2

0,2

0,2

0,2

0,3

0,3

0,2

0,3

0,4

Vmax

(м/с)

0,6

0,6

0,8

0,8

0,8

0,8

0,8

0,6

0,6

0,8

Указания:

Коэффициент поршневого действия гидропередачи при скорости Vc=Vmax определён следующим образом:

(1)

где Q-расход на насосе.

Полезная мощность гидронасоса:

NH = PH Q (2)

С другой стороны расход при известном к.п.д. (выражение I) определяется как:

Qmax = Vmax S1 (3)

Qmin = Vmin S1 (4)

где S1 – площадь цилиндра, рассчитанная при Vn = Vmax. Этот же расход поступает в рабочую полость гидроцилиндра.

В случае установки дросселя последовательно, в гидроцилиндр, расход пропорционален сечению дроссельного отверстия, т.е.

Qдр = Q = μ Sдр (5)

где Sдр – одно из двух значений сечения дросселя; sp – перепад давлений на дросселе.

Если дроссель установлен последовательно на входе, то ΔP = PHP1,

где P1 – давление в бесштоковой полости гидроцилиндра, которое может быть найдено из уравнения силового баланса:

P1S1 = P2S2 + + T (6)

где Т – сила трения в манжетах, которая для манжет шевронного типа равна:

T = π D h τ (7)

где D – диаметр уплотнения; h – толщина уплотнения h = 0.2 Dr; τ – напряжение трения манжет τ = 0,22 МПа.

В уравнении (5), поскольку мы пренебрегаем сопротивлением магистрали, ρ2 = 0, т.е. второй член суммы равен 0.

В случае установки дросселя последовательно на выходе Δ ρ = ρ2, т.к. мы пренебрегаем сопротивлением магистрали за дросселем.

Уравнение же силового баланса для этого случая запишется следующим образом:

PHS1 = P2S2 + + T (8)

В случае установки дросселя параллельно уравнение силового баланса принимает следующий вид:

PHS1 = + T (9)

Часть жидкости от насоса попадает в цилиндр. Расход этой жидкости равен:

QЦ = Vmax S1 (10)

Часть жидкости сливается через дроссель. Расход равен:

QДР = μ SДР (11)

Причем Δ P = PH

Насос следует выбирать из условия обеспечения максимальной скорости движения поршня, имея ввиду, что

QH = QЦ + QУР (12)

Максимальная скорость будет очевидно при SДР = 0, а минимальной соответствует соотношение:

S1Vmax = S1Vmin + μ SДРmax (13)

Задача 2

Скорость ротационного гидромотора регулируется установкой дросселя регулятора на выходе гидромотора (Рис. 2)


Рис. 2

Гидромотор удельной производительностью g развивает на выходном валу максимальный момент M [Нм]. В качестве привода гидромотора используется гидравлический насос. Давление рабочей жидкости, в качестве которой используется масло индустриальное плотностью ρ = 0,88.103 кг/м3, равно 3,9 МПа = 3,9.106 Н/м2.

Спроектировать гидропередачу, обеспечивающую скорость ротационного гидромотора в пределах от nmax до nmin . Вычертить схему гидропередачи. Определить полезную мощность гидронасоса NH и максимальный к.п.д. ηmax гидропередачи. Определить эффективные площади сечения дросселя регулятора SДРmin при nmin и SДРmax при nmax. Коэффициент расхода дросселя принять постоянным и равным μ = 0,4. Сопротивлением гидромагистрали кроме сопротивления дросселя пренебречь. Указать возможность повышения к.п.д. гидропередачи.

Исходные данные

№ вар

0

1

2

3

4

5

6

7

8

9

М[Нм]

4

5

6

7

8

9

10

11

12

13

g [м2] 10-4

0.1

0.1

0.1

0.1

0.2

0.2

0.3

0.3

0.3

0.3

nMIN[об/с]

5

5

7

7

6

6

8

8

8

8

nMAX[об/с]

20

18

18

15

18

15

16

16

15

16

Указания

Для ротационного гидромотора справедливо следующее соотношение:

M = (14)

где Δp – период давления на гидромоторе, равный разности давлений Δp = pHp, где pH – давление, развиваемое насосом, р – давление на выходе гидромотора – перед дросселем.

Следовательно:

Pн - Р = (15)

Максимальный к.п.д. гидропередачи вычисляется по следующему выражению

max = = (16)

Где Nвыхmax – максимальная мощность на выходе гидропередачи (максимальная мощность гидромотора); Nвхmax – максимальная мощность на выходе гидропередачи, равная полезной мощности гидронасоса; QHmax – максимальный расход гидронасоса.

Из условия работы гидропередачи с максимальным к.п.д. при заданных параметрах двигателя и привода следует, что весь расход рабочей жидкости, подаваемой насосом в систему, должен полностью потребляться гидромотором без слива жидкости через перепускной клапан. Поэтому максимальный расход гидронасоса должен выбираться из условия:

QHmax = QДВmax = nmaxg (17)

Этот же расход протекает через дроссель. Площади сечения дросселя регулятора определяются из соотношения

QДР = μДРSДР (18)

где QДР – расход жидкости через дроссель; ΔpДР – перепад давлений на дросселе;

Поскольку мы пренебрегаем сопротивлением гидромагистрали, кроме сопротивления дросселя, которое учитывается коэффициентом расхода ΔpДР = p.

Задача №3

Работает плунжерный перекачивающий насос, обеспечивая подачу материала на высоту Н и его фильтрацию (см. рис. 3). Плунжер гидронасоса совершает возвратно-поступательные перемещения от пневмоцилиндра работающего от сети с воздушным давлением PB = 0,5 МПа, обеспечивая частоту перемещения Z двойных ходов в минуту. За один двойной ход по нагнетательному тракту нагнетается объём жидкости, равный объёму полости А. Скорость перемещения материала плотностью ρ и вязкостью υ по нагнетательному трубопроводу принять равной V = 5 м/с.

Насос работает следующим образом. При движении поршня пневмопривода вверх, жидкость через привычный патрубок, гибкий шланг, приёмный клапан поступает в полость А, в которой давление меньше атмосферного. При следующем движении поршня вниз приёмный клапан закрывается, открывается промежуточный клапан и жидкость вытесняется из полости А в плунжерную полость, затем по трубопроводу – наружу. При последующем движении поршня вверх оставшаяся жидкость также вытесняется наружу.

Определить основные конструктивные параметры гидронасоса и пневмоцилиндра: внутренние диаметры гидроцилиндра и пневмоцилиндра Dr, DnH, условный проход нагревательного трубопровода Dy, полезную мощность насоса NH, пренебрегая потерями во всасывающем тракте, полагая, что полость А при всасывании заполняется на 100%, а потери давления по нагнетательному тракту происходят в 9-ти местных сопротивлениях (обозначены цифрами) по длине трубопровода. Насос должен обеспечивать производительность Q при давлении слива – Pсл. Подсчитать гидравлический к.п.д. насоса. Оценить гидропривод с точки зрения к.п.д. Указать возможность повышения к.п.д.

Условные обозначения:

Н – высота подъёма материала при положении насоса внизу, м;

PB – давление воздуха в воздушной магистрали, МПа;

Z – число двойных ходов в минуту поршня пневмоцилиндра и совмещённого с ним плунжера гидронасоса;

V – скорость жидкости в нагнетательном трубопроводе, м/с;

ρ – плотность перекачивания жидкости, кг/м2;

ν – вязкость перекачиваемой жидкости, м2/с;

λ – коэффициент Дарси (коэффициент, учитывающий потери давления по длине трубопровода);

Q – производительность гидронасоса, м3/с;

РСЛ – давление слива (на выходе нагнетательного трубопровода), МПа;

Величину хода поршня принять Hn = 5Dy.

Исходные данные

№ вар

0

1

2

3

4

5

6

7

8

9

H

15

16

18

20

25

28

30

35

40

50

Z

60

60

60

60

60

50

50

50

50

50

ρ .103

0.8

0.8

0.8

1.2

1.2

1.2

1.0

1.0

0.9

0.9

ν .10-6

29

29

29

64

64

64

36

36

38

38

Q .103

0.3

0.3

0.4

0.5

0.8

0.8

0.6

0.7

0.4

0.4

PСЛ

0,2

0,3

0,4

0,5

0,4

0,3

0,2

0,3

0,4

0,5

Указания:

Полезная мощность насоса, совершающего работу по подъёму жидкости на высоту Н при давлении слива РСЛ равна:

NH = PH . Q (19)

где PH – давление, развиваемое насосом.

Давление РН создает давление подъёма жидкости Рn = ρgh, обеспечивая необходимое давление слива РСЛ, а также расходуется при преодолении жидкостью местных сопротивлений, т.е.

PH = ρgh + PСЛ + ΣΔP (20)

где ΣΔP – суммарная потеря давления;

Скорость движения жидкости по трубопроводу определяется из соотношения:

Q = V.S (21)

где S – площадь сечения трубопровода диаметром Dy.

Потери давления в нагнетательном тракте складываются из потери давлений по длине и потерь в местных сопротивлениях. К местным сопротивлениям относятся сопротивления внутренней конструкции плунжерного насоса, т.е. 1, 2, 3, 4, 5, 6, а также сопротивления трубопровода 7, 8, 9. К потерям по длине относятся потери на вертикальном участке трубопровода диаметром Dy, длину L которого упрощённо можно принять равной H.

Потери по длине зависят от режима течения жидкости: ламинарного или турбулентного. Движение, как известно, носит ламинарный характер, если выполняется условие Re =< 2300, свыше этого значения носит турбулентный характер. Критерий Рейнолдса равен:

Re = (22)

где Vi – скорость жидкости в i-том сечении; d – диаметр i-того сечения; ν – нинокатическая вязкость жидкости.

Если режим течения ламинарный, то потери давления по длине трубопровода считаются по формуле Пуазейля:

Pa =   Q (23)

Если режим течения турбулентный, то потери давления по длине трубопровода считаются по формуле Дарси-Вейсбаха:

Pa =  (24)

Для гидравлически гладких труб:

 = 0.315 Re -0.25 (26)

Потери давления в местных сопротивлениях подсчитываются по соотношению:

Pí = i (27)

где ξi – коэффициент местных потерь (выбирается по приложению 1).

Скорость жидкости в i-том местном сопротивлении подсчитываются согласно условию неразрывности движения жидкости в гидравлическом тракте, т.е.:

Vi.Si = V.S (28)

Диаметр гидроцилиндра выбирается из соотношения:

WДВ.Х. . z/60 = Q (29)

Где WДВ.Х. – объём жидкости, вытесняемой плунжером насоса за один двойной ход.

Для гидронасоса с пневмоприводом справедливо соотношение:

D2ПН . РВ = РН . Dr2 (30)

Гидравлический к.п.д. насоса, т.е. к.п.д. без учета трения и объёмных потерь равен:

r = (31)

Задача 4

Определить конструктивные параметры всасывающего тракта плунжерного насоса (внутренний диаметр гибкого трубопровода DШП, внутренний диаметр гидроцилиндра DГ, высоту подъёма плунжера Нп (рис. 3), если известно, что насос совершает z двойных ходов в минуту, перекачивая жидкость из приёмника глубиной hM. Принцип работы насоса изложен в задаче №3. Скорость жидкости по гибкому рукаву – 1,5 м/с. Считать, что потери давления происходят в приёмном фильтре, в шланге по его длине и на его выходе в приемном клапане. Коэффициент Дарси принять равным λ = 0,017. Перекачиваемый материал – масло индустриальное плотностью ρ = 0,88. 103 кг/м3 и вязкостью ν = 29.10-6 м2/с. Коэффициенты сопротивления ξ – согласно приложению 1. Длина гибкого рукава LШП – 3 м. Производительность насоса должна быть равной Q м3/с. При исполнении конструктивно Dr принять равным 5DШП. Давление насыщающих паров жидкости принять равным 0,02.105 Н/м2;

Примечание: Ход поршня и плунжера HП = 5Dy (рис. 3) относится к задаче №3. В задаче №4 эта величина искомая.

Исходные данные:

№ вар

0

1

2

3

4

5

6

7

8

9

Z

60

60

60

60

60

50

50

50

50

50

h

0,5

0,6

0,8

1,0

1,2

1,4

1,5

1,2

1,2

1,0

Q .10-3

0,3

0,4

0,2

0,4

0,4

0,3

0,2

0,1

0,1

0,3

Указания

Во всасывающем тракте насоса подъём жидкости осуществляется за счет разности атмосферного давления и давления разряжения в полости А гидронасоса. Справедливо равенство:

Pатм = gh + + P + P2 (32)

где Р2 – статическое давление в полости А гидронасоса; Vr – скорость жидкости в полости А; ΣΔР – суммарные потери давления во всасывающем тракте насоса; РАТМ – атмосферное давление – 1,0.105 Н/м2. Высота подъёма плунжера рассчитывается из условия обеспечения насосом заданной производительности при заданном числе двойных ходов:

Wдв.х. = Q (33)

где Wдв.х. = Hn (34)

WДВ.Х – объём жидкости при двойном ходе.

Полученное значение НП должно быть проверено. Поскольку расширение полости А происходит без изменения воздушной массы и температуры газа, то справедливо соотношение:

PАТМ . W1 = P2 . W2 (35)

Учитывая, что площадь полости А не изменяется в результате расширения

PАТМ . Н1 = P2 . HП (36)

где W1 – первоначальный объём полости А до момента подъёма поршня; Н1 – высота полости h, соответствующая W1 (рекомендуется принять Н1 = 0,01 м.)

Найденное с учетом (32) значение НП сравнивается с рассчитанным ранее значением НП.

Условие правильности расчета таково:

HП =< HП (37)

В случае невыполнения условия (37) за высоту подъёма поршня (плунжера) следует принять НП', соответственно пересчитать Dr. Однако следует иметь в виду, что рассчитанное по выражению (32) Р2 не должно быть меньше давления насыщающих паров жидкости, т.е. должно выполняться условие:

Р2 < PН.П.

В противном случае произойдет газовыделение из жидкости, нарушится сплошность течения и насос не сможет перекачивать жидкость. Это значит, что гидравлический всасывающий тракт выбран неверно. Здесь следует проанализировать уравнение (32) на предмет уменьшения составляющих его слагаемых, влияющих на PA. Привести рассуждения относительно восстановления работоспособности насоса. Обосновать расчеты. Входящее в уравнение (32) ΣΔР рассчитывается аналогично описанному в задаче №3.

Приложение 1

Коэффициенты местных сопротивлений гидравлических трактов

Вид местного сопротивления

Коэффициент сопротивления

Вход в трубу без закругления водных кромок

0,5

То же, но при хорошо закругленных кромках

0,1

Выход из трубы в сосуд больших размеров

1,0

Резкий поворот трубы без переходного закругления при угле поворота примерно 90о

1,25. 1,5

Колено (плавное закругление) на трубе с углом δ=90о при R3 λ 2d

0,5

То же, при R3 (3:1) d

0,3

Кран

5-7

Вход во всасывающую коробку с обратным клапаном

5-10

Внезапное расширение ξ = (F1/F2)

Внезапное сужение ↓

При F2/F1<0,01ξ принять = 0,45

F2 / F1

0,01

0,1

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0

ξ

0,45

0,39

0,35

0,28

0,2

0,09

0

При расчете скорость V берётся в сечении F2

Постепенное расширение (см. таблицу)

D/d

α = 5o – 30o

α = 30o – 60o

1,2 - 2

ξ = 0,8 – 0,22

ξ = 0,22 – 0,3

2 - 3

ξ = 0,1 – 0,51

ξ = 0,32 – 0,75

3 - 4

ξ = 0,12 - 0,55

ξ = 0,38 – 0,8

Постепенное сужение

1 =  (1 - ) - )

 - сопротивление

входа в трубу

Проход через сетку

 = 1,3 (1 - ) + ( - 1)2

где Σfo – сумма площадей отверстий; F – вся площадь сетки.

В задаче №4 принять равным 0,7 м/с.

Клапан шаровой

h/d

0,1

0,12

0,14

0,16

0,18

0,22

0,25

ξ

8,7

5,77

4,24

3,16

2,58

1,97

1,74

Примечание: В задаче №4 h/d принять равным 0,25

Похожие работы:

  • Гидравлика, гидропневмопривод

    Учебное пособие >> Транспорт
    ... УКАЗАНИЯ по дисциплине «ГИДРАВЛИКА, ГИДРО-, ПНЕВМОПРИВОД» для ... автомобильное хозяйство» при изучении дисциплины «Гидравлика, гидро- и пневмопривод» и ... -во1987. – 365с. Некрасов Б.Б. Задачник по гидравлике, гидромашинам и гидроприводу. – М. : Высш ...
  • Гидравлика

    Курсовая работа >> Промышленность, производство
    ... 2.1 Гидростатическое давление Гидростатика — это раздел гидравлики, в котором изучаются законы равновесия жидкости ... позволяют Рисунок 4.8 – Характеристика потребного напора Гидропневмоприводы 5 Гидропривод 5.1 Принцип действия гидропривода Гидроприводом ...
  • Теория гидродинамической смазки в гидравлике

    Реферат >> Остальные работы
    ... Реферат По дисциплине Гидравлика На тему Теория гидродинамической ... Список используемой литературы Гидравлика, гидромашины и гидропневмопривод: учеб. Пособие ... «Академия», 2008. – 336 с. Ухин Б.В., Гусев А.А. Гидравлика: Учебник. – М.: ИНФРА – М, 2008, - 432 ...
  • Гидропривод

    Реферат >> Остальные работы
    ... же частотах. Если гидропневмопривод может работать в полуавтомати­ческом ... и быстродвижущиеся элементы гидропневмоприводов вне корпуса машины должны ... ПРИЛОЖЕНИЕ ЛИТЕРАТУРА Гейер В.Г., Дулин В.С., Заря А.Н. Гидравлика и гидропривод. – М.: Недра, 1991. – ...
  • Станочные гидроприводы

    Контрольная работа >> Промышленность, производство
    ... политехнический университет Контрольная работа по Гидравлике и Гидропневмопривода Томск – 2011 План гидроцилиндр трубопровод ...