6.4 Вопросы для самопроверки

1. Как связаны между собой коэффициенты сопротивления, сжатия, скорости и расхода? Поясните физический смысл этих коэффициентов.

2. В каком случае сжатие струи называется неполным, несовершенным? Как неполнота и несовершенство сжатия влияют на коэффициент расхода?

3. Как рассчитываются затопленные отверстия и насадки?

4. Какое влияние оказывает вязкость жидкости при истечении из отверстий и насадков?

5. Как изменяются расход и скорость при истечении жидкости через цилиндрический насадок по сравнению с истечением ее из круглого отверстия того же диаметра и под тем же напором?

6. Чем отличается "насадок" от "трубы"?

7. В чем особенности истечения жидкости из большого отверстия по сравнению с истечением ее из малого отверстия?

Практическое занятие № 7 объемные гидравлические машины.

7.1 Теоретические положения

Подача Q₁ поршневого насоса простого действия определяется зависимостями:

Q₁=(D₁²/4)υ₁η₀₁ (7.1)

или

Q₁=(D₁²/4)Ln₁ η₀₁, (7.2)

где D₁ – диаметр поршня; υ₁ – скорость поршня; η ₀₁ – объемный КПД насоса; L – ход поршня; n₁ – число двойных ходов в единицу времени.

Мощность привода насоса определяется по формуле

N=Q₁p₁/ η₁, (7.3)

где р₁ – давление жидкости на выходе из цилиндра; η₁ – полный КПД насоса.

Для поршневого насоса двойного действия с односторонним штоком подачи насоса определяется по формуле

Q₁=(L/4)(2D₁²-d₁²)n₁ η₀₁, (7.4)

где d₁ – диаметр штока.

Усилие на штоке гидроцилиндра двойного действия с односторонним штоком при движении вправо и влево определяется по формулам

F₂=(D₂²/4)p η_м2; (7.5)

и

F₂=(/4)(D₂²-d₂²) p η_м2, (7.6)

где p – перепад давления на поршне p=р₂-р_сл; р₂ и р_сл – давление жидкости на входе и выходе из цилиндра; D₂ и d₂ – диаметр поршня и штока гидроцилиндра; η _м2 – механический КПД.

Если сливной трубопровод короткий, то р_сл  0 и p = р₂.

Расход жидкости гидроцилиндром при движении вправо и влево определяется по формулам

Q₂=(D₂²/4·η₀₂)Ln₂; (7.7)

или

Q₂=[(D₂²-d₂²)/4 η₀₂]Ln₂, (7.8)

где n₂ – число двойных ходов поршня в единицу времени; η₀₂ – объемный КПД гидроцилиндра.

Рабочий объем шестеренной гидромашины определяется по формуле

V₀=2m²zb, (7.9)

где m – модуль шестерен; z – количество зубьев шестерен; b – ширина шестерен.

Диаметр начальной окружности шестерни D_но связан с модулем и количеством зубьев следующим образом

D_но = mz. (7.10)

Диаметры головок зубьев D_r и D_в определяются по формулам

D_r=D_HO+2·m и D_в=D_HO-2·m. (7.11)

Для гидронасоса вращательного действия подача Q₁ выражается зависимостью

Q₁=V₀₁n₁ η₀₁, (7.12)

где V₀₁ – рабочий объем насоса; n₁ – частота вращения вала насоса; η ₀₁– объемный КПД гидронасоса.

Мощность гидронасоса определяется зависимостью (7.3).

Рабочий объем аксиально-поршневой гидромашины рассчитывается по формуле

V₀=z(d²/4)D·tg, (7.13)

где z – количество поршней; d – диаметр поршня; D – диаметр окружности осей цилиндров в роторе;  - угол наклона шайбы или блока цилиндров.

Рабочий объем пластинчатой гидромашины однократного действия определяется по формуле

V₀=2e(2R-z)b, (7.14)

где е – эксцентриситет гидромашины; R – радиус статора;  и b – толщина и ширина пластин; z – количество пластин.

Для гидромотора любого типа крутящий момент М₂ на валу определяется по формуле

M₂=(V₀₂/2)p₂ η_гм2 , (7.15)

где V₀₂ – рабочий объем гидромотора; p₂ – перепад давления на гидромоторе, p₂ = р₂-р_сл; η_гм2 – гидромеханический КПД гидромотора.

Если к гидромотору подведена рабочая жидкость при давлении р₂ (р_сл0) и расходе Q₂, то полезная мощность на валу гидромотора N_п2

N_п2=Q₂p₂ η_гм2 , (7.16)

где η_гм2 – полный КПД гидромотора.