Главная страница

расчёт трубопроводов. контргидравлика 5вар. Контрольная работа Расчет магистралей гидравлических и пневматических приводов машин и механизмов РостовнаДону 2019 Исходные данные


Скачать 216.3 Kb.
НазваниеКонтрольная работа Расчет магистралей гидравлических и пневматических приводов машин и механизмов РостовнаДону 2019 Исходные данные
Анкоррасчёт трубопроводов
Дата28.12.2020
Размер216.3 Kb.
Формат файлаdocx
Имя файлаконтргидравлика 5вар.docx
ТипКонтрольная работа
#165084


Министерство образования и науки Российской федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего образования
Донской государственный технический университет

Контрольная работа

Расчет магистралей гидравлических и пневматических приводов машин

и механизмов

Ростов-на-Дону

2019

Исходные данные

Дано:

Q1= 74*10-5 м3

Q2= 5,6*10-4 м3

l1 = 0,66 м

l2 = 6,6 м

l3 = 7,1 м

l4 = 7,6 м

l5 = 8,1 м

l6 = 8,6 м

l7 = 9,6 м

kм=1,46

рц =8,4*106 Па

ргм =8,52*106 Па

Задача расчета состоит в определении диаметров гидролиний и потерь, возникающих в них при движении жидкости. Расчет производится по участкам, на которые разбивают гидравлическую (пневматическую) систему, при этом под участком понимается часть трубопровода между разветвлениями, пропускающая одинаковый расход и имеющая одинаковый внутренний диаметр. Участок может включать линейные сопротивления (участки трубы) и различные местные сопротивления (повороты, сужения, расширения, гидроаппараты и т.п.).

1.Расчет диаметров гидролиний

Внутренний диаметр гидролиний определяется:

, (1)

где Q – расход жидкости на рассматриваемом участке гидролинии;

Vmax – допустимая средняя скорость жидкости.

Значения допустимых средних скоростей выбираются по табл. 1.

Таблица 1. Значения допустимых средних скоростей течения жидкости в гидролиниях

Назначение гидролинии

Vmax, м/с

не более

Всасывающая

1,2

Сливная

2

Нагнетательная при давлениях, МПа




до 2,5

3

до 5,0

4

до10,0

5

свыше 15,0

8 - 10


С учетом величины давления жидкости в трубопроводе по полученным значениям D выбираем трубы в соответствии с ГОСТ по наружному диаметру и толщине стенки, чтобы внутренний диаметр d превышал расчетный не более чем на 0,3 мм. Рекомендуемые толщины стенок труб для всасывающих и сливных магистралей до 1,0 мм, напорных – 1,0÷4,0 мм.

По внутренним диаметрам выбранных труб определяются истинные скорости на участках гидролиний:

.

Значения расходов, диаметров и скоростей, являющихся исходными данными для расчета гидравлических потерь, заносятся в табл.2.


Таблица 2. Исходные данные для расчета гидравлических потерь

Номер уча-стка

Назначение

Скорость, м/с

Расход

Q,

л/ мин.

Внутренний диаметр , мм

Длина участка

l,м

допустимая

Vmax

расчетная

V

расчетный, D

принят.

по ГОСТ, d

1

2

























Толщина стенки нагнетательной гидролинии проверяется по формуле:

, (2)

где k=2-коэффициент запаса;

p- давление на данном участке трубы, принять:

для всасывающей гидролинии рвс=0,05 МПа, для сливной гидролинии рсл=0, 5 МПа, для нагнетательной гидролинии принять давление на входе в гидроцилиндр или в гидромотор рн = рц или рн = ргм

d - стандартное значение внутреннего диаметра гидролиний (см.табл.2);

[σ] - допускаемые напряжения материала гидролиний. Принять с учетом коэффициента запаса, для стальных труб [σ] = 50 МПа, для труб из цветных металлов [σ] = 25 МПа.

Если расчетное значение толщины меньше выбранного, то трубопровод выбран правильно.

2. Расчет гидравлических потерь давления в гидролиниях

Гидравлические потери давления в гидролиниях складываются из суммы потерь в линейных сопротивлениях Δp1 (на прямых участках гидролиний) и потерь в местных сопротивлениях.

2.1. Потери давления в линейном сопротивлении:

, (3)

где γ- удельный вес рабочей жидкости;

λ- коэффициент гидравлического трения;

d и l - диаметр и длина участка гидролинии;

V - средняя скорость жидкости на участке гидролинии.

Для вычисления коэффициента гидравлического сопротивления λ необходимо определить режим движения жидкости по числу Рейнольдса

, (4)

где ν - коэффициент кинематической вязкости рабочей жидкости.

Если , то режим движения рабочей жидкости на данном участке гидролинии - ламинарный и

. (5)

Если , то режим движения рабочей жидкости на данном участке -турбулентный и для гидравлически гладких труб λ определяется по формуле Блазиуса

. (6)

Критическое значение числа Рейнольдса для гидролиний круглого поперечного сечения принять 2320. Результаты расчета внести в табл.3.

Таблица 3. Результаты расчета потерь давления в линейных сопротивлениях

Номер участка

Длина гидролинии l , м


Внутренний диаметр d , мм

Расход жидкости Q, л/мин

Средняя скорость v , м/с

Число Рейнольдса Re

Коэффициент гидравлического трения λ

Потери давления Δр1, Па

1

2

























2.2. Потери давления в местном сопротивлении:

, (7)

где ζ- коэффициент данного местного сопротивления ( см. Приложение В ).

Результаты расчета внести в табл.4.

Таблица 4. Результаты расчета потерь давления в местных сопротивлениях

Номер уча-стка

Вид сопротивления

Кол-во

Коэффициент местного сопротивления, ζ

Потери давления Δpm, МПа

Сумма потерь давления ƩΔpm в МПа

1

2



















2.3. Общие потери давления в гидроприводе.

Если участки гидролиний соединены последовательно, то общая потеря давления в гидроприводе представляет собой сумму потерь давления в линейных и местных сопротивлениях на всех участках:

. (8)

Потери во всех гидролиниях, соединенных параллельно, рассчитываются раздельно для каждой из них и при определении рабочего давления насоса учитываются наибольшие из этих потерь. Например, при расчете потерь в гидросистеме, изображенной на рис.1, суммарные потери в гидролиниях гидроцилиндра (участки 2-3-4-7) равны:

, (9)

где цифровые индексы соответствуют номерам участков гидролиний; потеря давления в распределителе соответствует местным сопротивлениям с индексами м3 и м4 ; Км-коэффициент мультипликации гидроцилиндра. Аналогично определяются суммарные потери в гидролиниях гидромотора М (участки 2-5-6-7).
2.4. Давление насоса

Необходимое для обеспечения функционирования гидроцилиндра и гидромотора, при условии их независимой работы.

; , (10)


Рисунок 1 - Структурная схема гидропривода

2.5. Поскольку гидроцилиндр и гидромотор должны работать вместе, то необходимо повысить давление в менее нагруженной ветви до большего, установив в гидролиниях 4 или 6 дополнительный дроссель ДР.

Потери давления на дросселе определяется из выражений:

,если (11)

, если (12)

По полученной потере давления и расходу на участке установки дросселя, полагая , что дроссель представляет собой отверстие круглого поперечного сечения, определяется диаметр условного прохода дросселя и его коэффициент местного сопротивления. Дроссели на участках 4 и 6 не показаны.


3. Построение характеристики гидролинии

Характеристикой гидролинии называется график зависимости суммарной потери напора (давления) в гидролинии от расхода, т.е. или .

При ламинарном режиме течения характеристику трубопровода без местных сопротивлений обычно считают линейной и строят в виде прямой по двум точкам (см. рис.2,а). Если в трубопроводе имеются местные сопротивления (например, вентиль или другие гидроаппараты со значительным сопротивлением), то линейность характеристики нарушается. При турбулентном режиме характеристика гидролинии нелинейна (см. рис. 2,б). При построении характеристики гидролинии задаются 5-6 значениями расхода, не превышающего значения Q и Q (см. разд.7, «Исходные данные для расчета»), и для них определяют потери напора или потери давления .



Рисунок 2 - Характеристики гидролиний
Крутизна характеристики определяется диаметром и длиной

гидролинии, местными гидравлическими сопротивлениями и вязкостью жидкости (наибольшее влияние вязкость оказывает при ламинарном режиме).

Суммарную потерю напора в общем случае удобно выразить формулой:

, (13)

где А и m – коэффициент пропорциональности и показатель степени, учитывающие сопротивление гидролинии.

4. Построение пьезометрической и напорной линии энергии

Для двух сечений потока, соответствующих началу и концу гидролинии, уравнение Д.Бернулли имеет вид:
(14)
Сумма трех членов:

(15)
есть полный напор H , т.е. полный запас удельной энергии жидкости в данном сечении потока, равный сумме удельных энергий потока – потенциальных энергий положения - z , давления – p/ и кинетической энергии - .

С учетом соотношения (15) уравнение Бернулли (14) можно записать в виде:

, (16)

г де - суммарные потери напора по длине потока hl и в местных сопротивлениях – hм,т.е. удельная механическая энергия, затрачиваемая на преодоление сопротивлений движению жидкости между рассматриваемыми сечениями потока.

Статический напор Hp отличается от полного напора на величину скоростного напора и равен:

, (17)

График полного напора H-H строится по значениям полных напоров в начале и в конце каждого участка гидролинии. Полный напор в сечении 1-1 равен напору насоса Н , см. рис.3

Полный напор в конце участка трубопровода находится из выражения (16),

соответствующему схеме гидропривода на рис.1 при Q =0:

для сечения 2: - ,

для сечения 3: - и т.д. (18)

для участка n: - .

Так как общий запас удельной энергии вдоль потока непрерывно уменьшается, то линия полного напора понижается, а в местах установки гидравлических аппаратов (Р, Ф ) она снижается скачком.

График статического напора р-р расположен ниже графика полного напора на величину скоростного напора .



























3

2

1





Ф

Р1

Ц

Р1

Н

Б

Б







3

2

1


Рисунок 3 - Пример построения графиков удельной энергии
Результаты расчетов потерь удельной энергии, полного, скоростного и статического напоров, по которым строятся линии удельных энергий, заносятся в табл.5.
Таблица 5

Расчет удельных энергий

Номер участка

Полный напор в начале участка Hi(i=1,2…n), м

Потери напора, м

Высота скоростного напора , м

Статический напор Hpi , м





1

2

3

……

n
















5.Расчёт инерционного напора

Для неустановившегося движения несжимаемой жидкости в жёстких трубах уравнение Д. Бернулли имеет вид:

, (16)

где инерционный напор; для нагнетательной гидролинии при срабатывании распределителя Р1, см. рис.1,

- ускорение движения жидкости на участке гидролинии между сечениями 1 и 2 (см. рис.3); V – скорость движения жидкости в гидролинии; - время изменения скорости V; принять =0,001с.;

g - ускорение свободного падения;

l - длина участка гидролинии постоянного диаметра от насоса Н до распределителя Р1.

Инерционное изменение давления определяется по формуле: ,где плотность минерального масла =900 кг/м .

Если гидролиния состоит из нескольких участков с сечением разных диаметров di и разных длин li , то инерционный напор для всего трубопровода:

, (20)

где i - номер участка трубопровода постоянного диаметра di ;

- ускорение движения жидкости на i-ом участке гидролинии;

Знак инерционного напора соответствует знаку ускорения. При разгоне потока ускорение положительно. При торможении потока ускорение отрицательно.

Значение инерционного напора сравнить с напором насоса на рис.3.

6.Расчет повышения давления при гидроударе

В рассматриваемой гидросистеме, см. рис.1, гидроудар возникает при срабатывании гидрораспределителей Р1 и Р2 . Гидроударом называется резкое изменение давления, вызванное торможением или разгоном потока жидкости. Теория гидроудара, разработанная Н.Е. Жуковским, рассматривает модель сжимаемой жидкости с распределёнными параметрами.
Повышение давления при гидроударе, возникающее при срабатывании распределителей Р1 и Р2 определяется зависимостями:
,когда ; (21)

,когда , (22) где - повышение давления при прямом гидроударе;

- повышение давления при непрямом гидроударе;

- плотность жидкости, принять для минерального масла 900 кг/м3;

- скорость движения жидкости в гидролинии до срабатывания распределителя;

- длина гидролинии от насоса до распределителя;

-время изменения скорости V, принять =0,001 сек;

- фаза гидроудара;

- скорость распространения ударной волны;
Е-объёмный модуль упругости жидкости; принять для минерального масла гидросистемы Е=1500 МПа;

d- внутренний диаметр гидролинии перед распределителем;

- толщина стенки трубопровода;

-модуль упругости материала гидролинии; принять

для стальной гидролинии 200000 МПа.

Полученные значения ударного повышения давления сравнить с

рабочим давлением насоса.




написать администратору сайта