Определение потерь давления на участках гидросистемы

Потери давления делятся на два вида: потери давленая по длине, возникающиепреимущественно на прямолинейных участках гидролиний в обусловленные действием силгидравлического трения, и потери на местных сопротивлениях, причиной которых являетсядеформация потока жидкости при прохождении через аппараты, устройства исоединительную арматуру. Потери давления зависят, при прочих равных условиях, отрежимов движения жидкости, а также от размеров и шероховатости внутреннихповерхностей трубопроводов. Наибольшее влияние на величину потерь давления оказываетскорость течения жидкости.

Максимальную скорость течения жидкости в гидролиниях ограничивают величиной10-15 м/с. Превышение указанных пределов приводит к существенному увеличению потерьдавления и может вызвать образование местных зон пониженного давления (кавитации).Необоснованное занижение скорости течения жидкости приводит к увеличению диаметровтрубопроводов и, следовательно, в увеличения массы и габаритов всего привода.

При типовых расчетах рекомендуется скорость масла выбирать вследующихпределах: для всасывающих гидролиний, по который масло.движется к насосу VM = 0,5-1,5м/с;

для нагнетательных (напорных) гидролиний, соединяющих насос с гидродвигателемв зависимости от рабочего давления при р≤2,5 МПа скорость VM ≤3 м/с.для сливных гидролиний, по которым отработанная жидкость возвращается в бакVM =1–2 м/с.для местных сопротивлений, имеющихся на соответствующем участкегидросистемы, скорость течения масла при расчетах увеличивается на 30–50% посравнению со скоростью в прямолинейных гидролиниях.

Максимальный расход масла ориентировочно определяется исходя из заданныхскоростных характеристик привода и геометрических параметров двигателей:

для системы с гидроцилиндром по формуле:

Q = · F = 0.06 (2.3)

Внутренний диаметр трубопровода может быть найден из условия неразрывности потока жидкости по формуле:

Q = · F откуда F = или d = 2 (2.4)

где Q–максимально возможный расход масла на данном участке гидросистемы;

F–площадь проходного сечения;

d- внутренний диаметр трубопровода.

Значения диаметров всасывающего, напорного и сливного трубопроводов

необходимо округлить до ближайшего значения из нормального ряда.

Внутренние диаметры трубопроводов:

-для всасывающей гидролинии

d = 2 · = 2 · = 0.023 м (2.5)

-для нагнетательной гидролинии

d = 2 · = 2 · = 0.016 м (2.6)

-для сливной гидролинии

d = 2 · = 2 · = 0.016 м (2.7)

Выбираем больший диаметр на различных участках гидросистемы:

-для всасывающейгидролинии d=0.025 м

-для нагнетательнойгидролинии d=0.02 м

-для сливной гидролинии d=0.02 м

Действительные максимальные скорости на различных участках гидросистемы по

формуле: = (2.8)

-для всасывающей гидролинии

= = 1.26 м/с (2.9)

-для нагнетательной гидролинии

= = 1.97м/с (2.10)

-для сливной гидролинии

= = 1.97м/с (2.11)

Наибольшее влияние на технические параметры привода потери давления оказываютпри обеспечении рабочей подачи, когда преодолевается максимальная нагрузка. Именнодля этого элемента цикла и выполняется дальнейший расчет.

Режим течения на отдельных участках гидросистемы определяется безразмернымчислом РейнольдсаRe. Для трубопроводов круглого сечения определяется по формуле: = (2.12)

где VM– скорость течения масла на рассматриваемом участке гидросистемы при обеспечении рабочей подачи выходного звена привода

d– номинальный внутренний диаметр трубопровода рассматриваемого участка гидросистемы;

υ– кинематическая вязкость жидкости.

-для всасывающей гидролинии

Re = = 1703 (2.13)

-для нагнетательной гидролинии

Re = = 2130 (2.14)

-для сливной гидролинии

Re = = 2130(2.15)

Различают два режима течения жидкости: ламинарный, при котором частицы жидкости движутся параллельно стенкам трубопровода, и турбулентный, когда движение частиц приобретает беспорядочный характер. Переход от ламинарного режима к турбулентному происходит при определенных условиях, характеризуемых критическим числом РейнольдсаReкр: поток ламинарный если, Reкр>Re, поток турбулентный, если Reкр<Re. Для круглых гладких труб Reкр=2300

Предпочтительным является ламинарный режим течения жидкости, при котором потери давления минимальны. Следует избегать режимов близких к Reкр, так как при длительной работе оборудования может возникнуть пульсация давления, нарушение стабильности расходов на отдельных участках системы, повышенный нагрев жидкости и другие нежелательные явления.

Так как <Reкр=2300, следовательно жидкость течет в ламинарном режиме. Потери по длине в трубах круглого сечения как при ламинарном, так и при турбулентном режимах течения масла определяют по общей формуле:

∆p = λ· · · p (2.16)

где λ– коэффициент гидравлического трения;

l и d– длина и диаметр трубопровода рассматриваемого участка гидросистемы;

Vм– скорость течения масла на рассматриваемом участке гидросистемы при ееработе в режиме рабочей подачи;

ρ– плотность масла.

Длины участков трубопроводов определяются в каждом конкретном случае исходяиз габаритов проектируемого технического оборудования, места расположения насоснойстанции и рабочих органов машины, способов монтажа гидрооборудования и другихусловий. Для технологического оборудования малых и средних типоразмеров можнопринять длины участков в следующих пределах: всасывающий трубопровод- до 1 метра,напорный и сливной до 5 метров.

Для ламинарного режима движения жидкости коэффициент гидравлического трения

λ = (2.17)

может быть определен по следующей зависимости:

k=75 – для жестких трубопроводов.

Потери давления по длине в трубопроводах:

-для всасывающей гидролинии

∆p = 0.044 · · · 62.8 = 139.2 кПа (2.18)

При L=1 λ = = 0.044

-для нагнетательной гидролинии

∆p = 0.035 · · · 62.8 = 25 кПа (2.19)

При L=3 λ = = 0.035

-для сливной гидролинии

∆p = 0.035 · · · 62.8 = 25 кПа (2.20)

При L=3 λ = = 0.035

Потери давления в различных местных сопротивлениях на участке гидросистемы определяют по формуле:

∆ = · p · (2.21)

где VM– скорость масла в местных сопротивлениях рассматриваемого участка системы;

ξ– коэффициенты сопротивления для ряда последовательно расположенных местных сопротивлений.

Виды и количество местных сопротивлений определяются по принципиальнойгидравлической схеме привода, при этом учитывается влияние только тех сопротивлений, через которые поток жидкости проходит при обеспечении рабочей подачи подвижного органа машины.

Коэффициенты ξ для конкретных местных сопротивлений определяются обычно экспериментально и их значения можно найти в справочниках.

Потери давления в различных местных сопротивлениях:

-для всасывающей гидролинии

∆p= · 62.8 ·0.5 = 39.5 Па (2.22)

-для нагнетательной гидролинии

∆p= · 62.8 ·(2 +0.3 + 0.2) = 309.2 Па (2.23)

-для сливной гидролинии

∆p= · 62.8 ·(0.3 +0.2 + 1) = 130.6 Па (2.24)

Потери давления в гидроаппаратуре: ∆p = 0.07 · Па (2.25)

Фильтр всасывания: ∆p = 1 · Па (2.26)

Фильтр сливной: ∆p = 4.5 · Па (2.27)

Гидроклапан давления с обратным клапаном: ∆p = 6 · Па (2.28)

Суммарные потери при движении жидкости по участку гидросистемы складываютсяиз потерь давления по длине гидролинии и потерь на местных сопротивлениях: (2.29)

и определяются отдельно для всасывающей, напорной и сливной линийпроектируемой гидросистемы

-для всасывающей гидролинии

=1.25 + 0.35 + 7 = 8.6 кПа (2.30)

-для нагнетательной гидролинии

=0.009 + 0.005 + 1.05 = 1.6 кПа (2.31)

-для сливной гидролинии

=0.009 + 0.002 + 0.55 = 0.56 кПа (2.32)

Заключение: в ходе практической работы мы определили общем, объеме потери на местныхсопротивлениях являются преобладающими. Это объясняется стремлением к наибольшейкомпактности промышленных гидроприводов и вследствие этого широким использованиемаппаратуры стыкового исполнения и модульного монтажа, не требующих протяженныхсоединительных гидролиний.

Практическая работа №3

Тема: Снегопогрузочные машины.

Цель: Научиться определить техническую производительность снегоуборщиков.

Для погрузки снега в транспортные средства используются специальные машины - снегопогрузчики, а так же строительные одноковшовые погрузчики.

Снегопогрузчики предназначены для погрузки снега в транспортные средства из валов и куч, образованные после снегоочистки. Они состоят из двух основных исполнительных органов –питателя, предназначенного для отделения основного массива некоторых объемов погружаемого материала и перемещения их на второй – конвейер транспортирующий материал в загружаемый автомобиль.

Наиболее распространены снегопогрузчики, снабженные питателем лапового типа (рис 3.1) и скребковым цепным конвейером. Лаповый питатель машины расположен на внешней поверхности лопаты и состоит из дика 4, передающего движение лапе 1 и балансиру 3. На диске эксцентрично расположена ось балансира, куда входит направляющий сухарь 2, закрепленный на лопасти. При вращении диска балансир совершает колебательные, а лапа – захватывающие движения. При движении машины нож лопаты встречается с валом снега и разрушает его напорным усилием, которое зависит от коэффициента сцепления ведущих колес снегопогрузчика с дорогой. Лапы питателя захватываю порции снега, и перемещают их в транспортер. Отделение снега от основного массива при встречи с ножом происходит по наклонным поверхностям, что называется всплывание лопаты на более уплотненным и прочным нижнем слоем снега, его неполное удаление с поверхности дороги и, как следствие снижение эффективности снегопогрузчика. Для устранения указанного недостатка универсальные снегопогрузчики снабжают для разработки валов снега или других материалов активным рабочим органом фрезерного типа (рис 3.1 б). Фрезеры 5 питателя – двухзаходные с правым и левым направлениями спирали. При движении машины вперед снег отделяется лопастями фрезера от массива, перемещается с правой и левой стороны вала к центру машины, где поподает в конвейер 6 и подается к транспортным средствам.

Снегопогрузчики являются машинами непрерывного действия; монтируют на специальные шасси с использованием унифицированных агрегатов и узлов автомобиля или колесных тракторов. В специальном оборудовании. Снегопоргузчиков как правило одномоторные т.е рабочее оборудование и ведущие колеса шасси приводятся в движение от одного двигателя.

Снегопогрузчик показан на (рис 3.2) смонтирован на пневмоколесном шасси с колесной формулой 2×2 и состоит из лопаты с питателем 7, стрелы с транспортером 1, годроподъемника 4, силовой установки 3, трансмиссии 6, опорных колес 8 и кабины 5.

Шасси погрузчика – полноприводные с переднем неуправляемым и задним управляемыми мостами. Двигатель установлен сзади под стрелой

Рисунок 3.1 – Рабочие органы снегопгрузчиков

а- лапового типа; б-фрезерного типа

транспортера и закрыт облицовками. Привод ходового механизма осуществляется от двигателя через фрикционную однодисковую муфту сцепления, коробку перемены передач и раздаточную коробку на передней и задние мосты. Для снижения скорости движения машины до рабочей (1.17м/с) применен ходоуменьшитель.

Рабочий орган погрузчика состоит из лапового питателя, оборудованного загребающими лапами, и скребкового транспортера, смонтированного на стреле. Привод рабочих органов осуществляется от коробки отбора мощности. Для предохранения трансмиссии от перегрузок, возникающие на рабочем органе, на коробке отбора мощности установлена муфта предельного момента. В верхней части стрелы транспортера установлена натяжная система, а в нижней закреплен приводной вал цепи транспортера. В рабочее положение стрела поднимается гидроцилиндром, а в транспортном положении стрела лежит на опорной раме.

Ширина захвата лапового питателя 2.46 м, а высота погрузки снега до 3.6 м. Гидропривод машины состоит из масляного бака с фильтром, шестеренчатого насоса, гидрораспределителя, силовых цилиндров и гидромотораходоуменьшителя. Рабочее давление в гидросистеме составляет 10 Мпа. Все рычаги управления машиной выведены в кабину водителя, установленного за питателем слева по ходу машины.

При работе снегопогрузчика с лаповым питателем возникают следующие сопротивления:

1.Сила Н сопротивление срезанию объема снега лопатой питателя:

= S · = 20 · 4.5 · 0.40 = 3 (3.1)

Где S – ширина полосы, срезаемой лопатой за один ход

– средняя высота слоя снежной масс, срезаемой лопатой

коэффициент сопротивления снега срезанию

S ≈ / = 10 · 2 = 20 (3.2)

Где рабочая скорость снегопогрузчика

число рабочих ходов лопаты в единицу времени

2.Сила Н, сопротивления перемещению срезанного объема снега по поверхности лопаты:

= (fcosɣ + sinɣ) g = 13.5 (f cosɣ + sinɣ) 1.1 = 14.85 (3.3)

Где масса срезаемого снега за рабочий ход лопаты, и перемещаемого к транспортеру

f- коэффициент трения снега по поверхности лопаты

= S · В · /2 =20 · 4.5 · 0.15 · 2/2 = 13.5 (3.4)

Где В – средняя ширина погружаемого вала снега

– плотность снега

3.Сила Н, сопротивление при подъеме снега транспортом:

= g·cosß =98.1 · 1.1 · 2 = 215 (3.5)

Где масса снега, находящегося транспортера

= ПL/ = 3 · 6/3.3 = 98.1 (3.6)

Где П – производительность снегопогрузчика

L–длинна рабочей части транспортера

– скорость транспортера

ß – угол между транспортером и покрытием дороги

4.Сила Н, сопротивление движению транспортера:

= ·gcos ß = 0.41 · 3 · 1.1 · 2 = 2.7 (3.7)

Где - коэффициент сопротивления движению транспортера

– масса транспортера

5.Сила Н, сопротивление перемещение лопаты:

= g ( ± i) = 0.5 · 1.1 (0.11±0.1) = 0.66 (3.8)

Где масса лопаты

коэффициент трения металла о дорожное покрытие

i – уклон местности,

6.Сила Н, сопротивление перемещения машины:

= ( + ) g ( ± i)= (6.1 + 0.5) · 1.1 (0.4±0.1) =3.63 (3.9)

Где масса машины

– коэффициент сопротивлению перемещения машины

Мощность силового оборудования кВт, необходимая для привода снегопогрузчика с лаповым питателем в работу:

Р = + + (3.10)

Р= + + = 1.248 кВт

Где первые два слагаемых – мощность передаваемая от электродвигателя через коробку отбора мощности на рабочие органы снегопогрузчика.

Рисунок 3.2 – Снегопогрузчик с питателем лапового типа

Третье слагаемое – мощность необходимая для привода ведущих колес машины; – длинна пути перемещения снега лопатой к транспортеру после срезания; - коэффициент учитывающий действие динамических нагрузок; – КПД трансмиссии от двигателя к питателю; – скорость транспортера; ε – коэффициент характеризующий сопротивление в подшипниках звездочек цепи транспортера; – КПД трансмиссии от двигателя к транспортеру; – КПД передачи от двигателя к ведущим колесам.

Снегопогрузчик с фрезерным питателем. Рабочий орган погрузчика состоит из фрезерного питателя, который собирает снег и другие сыпучие материалы и перемещает их к центру питателя, забрасывая на погрузочный транспортер. Фрезерный питатель включает фрезерный рабочий орган и защитный кожух. Каждый шнек фрезы имеет съемный износостойкие накладки. Положение фрезы регулируется по высоте. По обеим сторонам кожуха устанавливаются опорные полозы, которые так же допускают регулировку установки кожуха вместе фрезой по высоте. Защитный кожух фрезы крепится к нижнему транспортеру. Нижний транспортер на промежуточной опоре шарнирно соединен с верхнем транспортером. Подъем рабочего органа, а также установка транспортера по высоте производится гидроцилиндрами. На погрузчике предусмотрено дистанционная система управления двигателем, холоуменьшителем, коробкой передач и раздаточной коробкой.

При работе снегопогрузчика, оснащенного фрезерным питателем, возникают нижеследующие сопротивления:

Сила Н, сопротивление при подъеме снега ленточным транспортером:

= ·cosß =3.8 cos· 2 = 7.6 (3.11)