Добавил:
ivanov666
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз:
Предмет:
Файл:Приводы перегрузочных машин. Сборник задач для проведения практических работ
.pdf
МИНИСТЕРСТВО ТРАНСПОРТА РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
МГАВТ
МОСКОВСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ АКАДЕМИЯ
ВОДНОГО ТРАНСПОРТА
Е.Е. Баржанский
ПРИВОДЫ ПЕРЕГРУЗОЧНЫХ МАШИН
Альтаир - МГАВТ
Москва
2010
МИНИСТЕРСТВО ТРАНСПОРТА РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
МОСКОВСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ АКАДЕМИЯ
ВОДНОГО ТРАНСПОРТА
Баржанский Е.Е.
Приводы перегрузочных машин.
Сборник задач для проведения практических работ.
Альтаир – МГАВТ
Москва 2010
2
УДК 621- 82 + 521.87(075.8)
Е.Е.Баржанский. Приводы перегрузочных машин. Сборник задач для
проведения практических работ., М: Альтаир-МГАВТ, 2010, 40 с.
Сборник задач для проведения практических работ по курсу учебной
дисциплины «Приводы перегрузочных машин. Гидравлические и пневматические
приводы» предназначен для студентов специальности 190602.65 (150900)
«Эксплуатация перегрузочного оборудования портов и транспортных
терминалов».
Сборник задач является учебно-методическим изданием, охватывающим
основные разделы курса «Приводы перегрузочных машин. Гидравлические и
пневматические приводы» состоят из ряда тематических разделов. По каждому
разделу имеются краткие теоретические основы для решения задач и набор
типовых задач. Сборник задач способствует усвоению знаний о гидравлических и
пневматических приводах и методах их расчета, закреплено–пройденного
материала и проверке полученных студентами знаний.
Сборник задач рассмотрен и рекомендован изданию кафедрой Портовых
подъемно-транспортных машин и робототехники МГАВТ (протокол №8 от
20.04.2009г.)
Рекомендован к изданию учебно-методическим советом МГАВТ.
Ответственность за оформление и содержание представленных к изданию
материалов несут автор и кафедра.
© МГАВТ 2010г.
© Е.Е. Баржанский 2010г.
3
Содержание.
Введение……………………………………………………………………….4
П.3.№1. Общие свойства жидкости и гидросистем………………………...5
П.3.№2. Вращательные гидромашины……………………………………..9
П.3.№3. Гидроцилиндры и неполноповоротные гидродвигатели. …….15
П.3.№4. Регуляторы давления и расхода…………………………………20
П.3.№5. Делители протока и демпферы………………………………….. 26
П.3.№6. Пневматические приводы…………………………………………31
4
Введение.
Курс «Приводы перегрузочных машин. Гидравлические и пневматические
приводы» включает изучение основных элементов этих приводов источником
гидравлической и пневматической энергий, гидравлических и пневматических
двигателей, контрольно-регулирующей и управляющей аппаратуры - их
принципов действия, основ расчета, как основных элементов приводов, так и
всего привода в целом.
Изучаемый материал курса «Приводы перегрузочных машин» базируется на
знаниях студентов в области общих технических наук (математика, физика,
теоретическая механика), а также специальных дисциплин – гидравлики, теория
машин и механизаций, ГПМ и МБТ, детали машин.
Практические знания по курсу «Приводы перегрузочных машин»
предназначены для лучшего усвоения теоретической части курса и направлены на
усвоение метода расчета элементов гидравлической и пневматической приводов,
параметров настройки их управляющих и регулирующих элементов и выходных
силовых и кинематических характеристик приводов.
Сборник задач для проведения практических занятий тематически увязан с
лекционным курсом и охватывает его основные разделы. Приведенные в начале
каждого раздела краткие теоретические основы помогают студентам в решении
задач.
5
Практическое занятие №1.
Тема: Общие свойства жидкости и гидросистем.
Продолжительность 2ч.
Основной физической характеристикой жидкости является плотность,
которая для однородной жидкости определяется как отношение массы жидкости
m к еѐ объѐму V:
ρ = m/V, кг/
3
Большинство используемых в гидроприводах жидкостей имеет плотность в
диапазоне
ρ = 820÷900 кг/
3
В гидравлических расчѐтах требуется также учитывать и другие физические
параметры жидкостей. К таким параметрам относятся:
- сжимаемость жидкости, характеризуемая коэффициентом объѐмного
сжатия
=
1
, 2/,
0
где – изменение объѐма 0жидкости при изменении давления на величину .
В расчѐтах, как правило, используется обратная величина – модуль упругости:
1
=
=
0,
Большинство рабочих жидкостей, используемых в гидроприводе, имеет
Е = (1,4÷1,7)·103 Мпа.
- температурное расширение жидкости, характеризуемое коэффициентом
теплового расширения:
1
0
, 1/.
Коэффициент
=
t
для рабочих жидкостей гидропривода находится в
диапазоне = 0,006÷0,0085 1/.
- вязкость – свойство реальной жидкости оказывать сопротивление
относительному сдвигу частиц или слоев жидкости при приложении внешних сил,
см. рис.1.1.
Рис.1.1. Эпюры скоростей в потоке жидкости: а – расчѐтная эпюра для
определения удельной силы трения, б1 – эпюра скоростей невязкой жидкости, б2
6
– эпюра скоростей вязкой жидкости при ламинарном течении, б3 – эпюра
скоростей вязкой жидкости при турбулентном течении.
Удельная сила трения между слоями ньютоновской жидкости определяется
зависимостью:
=
(2
)
1
(2
,
1)
где μ - динамический коэффициент вязкости, имеющий размерность Н·с/м2.
Единицей динамической вязкости является 1 пуаз (1П), 1П=0,1 Н с/
2
.
В паспортных данных и сертификатах рабочих жидкостей используется
кинематическая вязкость = μ/ρ, имеющая в системе СИ размерность 2/.
Вязкость реальных рабочих жидкостей обычно находится в пределах 10÷35 сСт
(1сСт = 1 мм2/с = 1·10-6м2/с). Вязкость жидкости является одним из факторов,
определяющих режим течения жидкости в трубопроводах и гидравлической
аппаратуре, характеризуемый числом Рейнальдса Re:
Re =
d
4Q
r
=
,
где и Q – средняя скорость потока и расход жидкости, d и П - гидравлический
диаметр трубопровода и его смоченный периметр.
Для гидравлических гладких труб эпюры скоростей потока показаны на
рис.1.1.б. Переход от ламинарного течения к турбулентному происходит при
Re = 2300; при течении жидкости через аппаратуру из-за близко расположенных
расширений/сжатий потока, изменений направления потока и т.д., турбулизация
потока начинается раньше, можно принять Re≤ 500.
Течение жидкости во всех элементах гидросистемы характеризуется
потерями давления, которая для трубопроводов определяется выражениями:
p =
2
l
2
=
d
2
(1.1)
2
2
где l, d, – длина, диаметр и площадь сечения трубопровода, - коэффициент
потерь по длине, зависящий от режима течения, Q и – расход жидкости и еѐ
скорость.
Для ламинарного потока =
=
- для турбулентного потока =
64
0,3164
;
4
.
При прохождении жидкости через аппаратуру потери давления
характеризуются зависимостью
p =
2
2
=
2
Q
, (1.2)
2
2f
где – коэффициент потерь в местном сопротивлении, - площадь проходного
сечения.
Поскольку в гидроаппаратуре местные сопротивления расположены близко
друг к другу, а иногда и совмещены, теоретический расчѐт достаточно труден и
в справочной литературе [1,2] приводятся справочные данные значений (),
чаще всего приведенные к площади проходного сечения подводящего
7
.
2
/4, при этом диапазон изменения весьма широк:
трубопровода
~0,1≤ ≤~1·10
6
; это связано с тем, что реальное проходное сечение гидроаппарата
изменяется от 0 до
=
Если коэффициент потерь привести к реальной площади сжатого
проходного сечения местного сопротивления, диапазон изменения резко
уменьшается [3]:
- для полностью открытого сечения =2,0÷2,2;
- для частично открытого сечения = 1,6÷1,8.
При гидравлических расчѐтах часто удобно использовать не зависимости
(1.1) или (1.2), разрешенные относительно перепада давлений, а приведенные к
виду, в котором функцией является расход жидкости:
= 2/ (1.3)
где – коэффициент расхода, величина которого также приведена в справочных
данных или может быть определена по формуле = 1/ .
Задачи.
1.1.
Канистра бензина залита полностью при температуре t0=20°С. Полагая
канистру абсолютно жесткой, определить давление в ней при температуре:
t
=50°С; 40°С; 30°С; 0°С; -10°С. При расчѐте принять
1
= 0,007
1
;
E = 1,7·103 МПа.
1.2.
Эквивалентную схему гидросистемы, рассчитанной на номинальное
давление = 5 при опрессовке давлением
в виде трубопровода, диаметром
, длиной l = 50м, заполненного жидкостью,
= 1,5
можно представить
имеющей Е = 1,7·103 МПа. Какой дополнительный объѐм жидкости следует
закачать в гидросистему для повышения давления от
до
и какое
потребуется усилие на рукоятке насоса при d = 20 мм; а = 20 мм; b = 500 мм и Di =
100 мм; 150 мм; 200 мм.
1.3.
Определить потери давления в сливном трубопроводе длиной l =3м и
внутренним диаметром = 20 , если по нему проходит расход Q = 60 л/мин,
8
жидкость имеет вязкость ν = 40 сСт и плотность ρ = 900 кг/
4 изгиба на 90°(= 2), в нем установлены подпорный клапан (
фильтр (
= 40).
3
. Трубопровод имеет
= 100), и
1.4.
Какое давление покажет манометр М2, если манометр М1 показывает 15
МПа, по трубопроводу диаметром d=32мм проходит расход жидкости Q =120
л/мин, жидкость имеет плотность ρ = 900 кг/
дроссельной шайбы = 5 (
= 2,2),, расстояние от шайбы до манометров
3
и вязкость ν = 20 сСт. Диаметр
l=3м.
1.5.
Подобрать диаметры отверстий в поршне (
= 4), которые должны
обеспечить равномерное опускание массы m со скоростью v = 0,2 м/с. В цилиндре
использована рабочая жидкость, имеющая плотность ρ = 850 кг/
расхода отверстий
= 0,75. Трением в цилиндре пренебречь, расчѐт провести
3
, коэффициент
для масс m=2000кг; 3000кг; 4000кг; 5000кг.
9
Практическое занятие №2.
Тема: Вращательные гидромашины.
Продолжительность 3ч.
Вращательные гидромашины могут быть использованы в качестве насосов,
создающих поток жидкости под давлением, так и в качестве гидромоторов,
преобразующих этот поток жидкости в механическую энергию. В обоих случаях
происходит преобразование механической энергии в гидравлическую (для
насосов):
=
(2.1)
или обратное преобразование (для гидромоторов):
=
где - перепад давлений на гидромашине, = для насосов и
зависит от еѐ рабочего объѐма V
для гидромоторов; Q – расход жидкости, проходящий через гидромашину,
и частоты вращения n: = 00, где
0
КПД гидромашины, = 0, 0 - объѐмный КПД,
, (2.2)
- механический КПД.
=
-
Учитывая зависимость = 2, зависимости (2.1) и (2.2) приобретают вид:
2 = 0
и 0= 2
для насосов (2.1´)
для гидромоторов (2.2´)
Таким образом, параметры всех гидромашин вращательного действия
зависят от перепадов давлений или
гидромашину, и от рабочего объѐма
, определяемых внешней нагрузкой на
, определяемого конструктивными
0
особенностями гидромашины.
Для шестерѐнных гидромашин.
0= 22+ 2
где m, B – модуль зуба и его ширина, z – число зубьев,
коррекции зуба при z<17 имеет
= 0,5.
, 0= 0
(2.3)
- коэффициент
Неравномерность подачи шестерѐнного насоса объѐма определяется
неравномерностью изменения объѐма пространства между зубьями при их входе в
зацепление и выходе из зацепления:
- для машин с некоррегированными зубьями
=
0
= 2,46
2
, (2.4)
2
где – угол зацепления зубьев, для нормального эвольвентного зацепления
= 20.
Для пластичных гидромашин одинарного действия, в которых полости под
пластинами не используются для повышения подачи насоса, рабочий объѐм
0
определяется зависимостью
0= 2
где b – ширина пластины, е – эксцентриситет осей статора диаметром
, 0= 0
(2.5)
и ротора;
= ; z и - число пластин и их толщина, - угол отклонения оси
пластины от радиуса статора,
номинальной частоте вращения
- теоретический расход гидромашины при
0
.
10
Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]