Гидравлика гидропневмопривод 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

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^.10³кг/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

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

^P^н

^3,9

^4,3

^4,5

^Vmin

^(м/с)

^0,2

^0,3

^0,2

^0,3

^0,4

^Vmax

⁽^м/с⁾

^0,6

^0,8

^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:

N_H = P_H 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 = P_H – P_1,

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:

P_HS₁ = P₂S₂ + + T (8)

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

P_HS₁ = + T (9)

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

Q_Ц = Vmax S₁ (10)

Часть жидкости сливается через дроссель. Расход равен:

Q_ДР = μ S_ДР (11)

Причем Δ P = P_H

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

Q_H = Q_Ц + Q_УР (12)

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

S₁Vmax = S₁Vmin + μ S_ДРmax (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 n_maxдо n_min. Вычертить схему гидропередачи. Определить полезную мощность гидронасоса N_H и максимальный к.п.д. η_max гидропередачи. Определить эффективные площади сечения дросселя регулятора S_ДРmin при n_min и S_ДРmax при n_max. 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

М[Нм]

g [м²] 10^-4

0.1

0.2

0.3

n_MIN[об/с]

n_MAX[об/с]

Указания

Для ротационного гидромотора справедливо следующее соотношение:

M = (14)

где Δp – период давления на гидромоторе, равный разности давлений Δp = p_H – p, где p_H – 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 N_выхmax – максимальная мощность на выходе гидропередачи (максимальная мощность гидромотора); N_вхmax – максимальная мощность на выходе гидропередачи, равная полезной мощности гидронасоса; Q_Hmax – 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:

Q_Hmax = Q_ДВmax = n_maxg (17)

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

Q_ДР = μ_ДРS_ДР (18)

где Q_ДР – расход жидкости через дроссель; Δp_ДР – перепад давлений на дросселе;

Поскольку мы пренебрегаем сопротивлением гидромагистрали, кроме сопротивления дросселя, которое учитывается коэффициентом расхода Δp_ДР = 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 P_B = 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, Dn_H, условный проход нагревательного трубопровода Dy, полезную мощность насоса N_H, 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;

P_B – 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;

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

Величину хода поршня принять Hn = 5Dy.

Исходные данные

№ вар

ρ ^.10³

0.8

1.2

1.0

0.9

ν ^.10^-6

Q ^.10³

0.3

0.4

0.5

0.8

0.6

0.7

0.4

P_СЛ

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 Р_СЛ равна:

N_H = P_H ^.Q (19)

где P_H – давление, развиваемое насосом.

Давление Р_Н создает давление подъёма жидкости Р_n = ρgh, обеспечивая необходимое давление слива Р_СЛ, а также расходуется при преодолении жидкостью местных сопротивлений, т.е.

P_H = ρgh + P_СЛ + 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 V_i – 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:

Pн = _i (27)

где ξ_i – 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:

W_ДВ.Х. ^. z/60 = Q (29)

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

Для гидронасоса с пневмоприводом справедливо соотношение:

D²_ПН ^. Р_В = Р_Н ^. 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 D_ШП, внутренний диаметр гидроцилиндра D_Г, высоту подъёма плунжера Нп (рис. 3), если известно, что насос совершает z двойных ходов в минуту, перекачивая жидкость из приёмника глубиной h_M. 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 L_ШП – 3 м. Производительность насоса должна быть равной Q м³/с. При исполнении конструктивно Dr принять равным 5D_ШП. Давление насыщающих паров жидкости принять равным 0,02^.10⁵ Н/м²;

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

Исходные данные:

№ вар

0,5

0,6

0,8

1,0

1,2

1,4

1,5

1,2

1,0

Q ^.10^-3

0,3

0,4

0,2

0,4

0,3

0,2

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:

P_атм = 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; Р_АТМ – атмосферное давление – 1,0^.10⁵ Н/м². Высота подъёма плунжера рассчитывается из условия обеспечения насосом заданной производительности при заданном числе двойных ходов:

W_дв.х. = Q (33)

где W_дв.х.= H_n (34)

W_ДВ.Х – объём жидкости при двойном ходе.

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

P_АТМ^. W₁ = P₂ ^. W₂(35)

Учитывая, что площадь полости А не изменяется в результате расширения

P_АТМ ^. Н₁ = P₂ ^.H_П (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 Н_П сравнивается с рассчитанным ранее значением Н_П.

Условие правильности расчета таково:

H_П^’ =< H_П (37)

В случае невыполнения условия (37) за высоту подъёма поршня (плунжера) следует принять Н_П^', 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 < P_Н.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 P_A. 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