ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА № 4-5

Тема: Решение задач на определение мощности, КПД и напора насосов различных видов.

Цель работы: закрепить умения решения задач на определение мощности и КПД насосов различных видов .

Материалы и литература:

3. Методические указания;

4. Счетная техника

5. Лепешкин А.В. «Гидравлические пневмоколесные системы»: учебник для студ. Учреждений сред. Проф. Образование: издательский центр «Академия». 2006.

 

Задача №1

Плунжерный насос одинарного действия обеспечивает расход перекачиваемой среды 1 м³/ч. Диаметр плунжера составляет 10 см, а длинна хода – 24 см. Частота вращения рабочего вала составляет 40 об/мин.

Требуется найти объемный коэффициент полезного действия насоса.

Задача №2

Двухпоршневой насос двойного действия создает напор 160 м при перекачивании масла с плотностью 920 кг/м³. Диаметр поршня составляет 8 см, диаметр штока – 1 см, а длинна хода поршня равна 16 см. Частота вращения рабочего вала составляет 85 об/мин. Необходимо рассчитать необходимую мощность электродвигателя (КПД насоса и электродвигателя принять 0,95, а установочный коэффициент 1,1).

Задача №3

Трехпоршневой насос перекачивет жидкость с плотностью 1080 кг/м³ из открытой емкости в сосуд под давлением 1,6 бара с расходом 2,2 м³/час. Геометрическая высота подъема жидкости составляет 3,2 метра. Полезная мощность, расходуемая на перекачивание жидкости, составляет 4 кВт. Необходимо найти величину потери напора.

Задача №4

Реальная производительность винтового насоса составляет 1,6 м³/час. Геометрические характеристики насоса: эксцентриситет – 2 см; диаметр ротора – 7 см; шаг винтовой поверхности ротора – 14 см. Частота вращения ротора составляет 15 об/мин. Необходимо определить объемный коэффициент полезного действия насоса.

 

Задача №5

Необходимо рассчитать напор, расход и полезную мощность центробежного насоса, перекачивающего жидкость (маловязкая) с плотностью 1020 кг/м³ из резервуара с избыточным давлением 1,2 бара а резервуар с избыточным давлением 2,5 бара по заданному трубопроводу с диаметром трубы 20 см. Общая длинна трубопровода (суммарно с эквивалентной длинной местных сопротивлений) составляет 78 метров (принять коэффициент трения равным 0,032). Разность высот резервуаров составляет 8 метров.

Задача №6

Целесообразна ли перекачка воды центробежным насосом с производительностью 50 м³/час по трубопроводу 150х4,5 мм?

Задача №7

Определить коэффициент подачи шестеренчатого насоса. Геометрические характеристики насоса: площадь поперечного сечения пространства между зубьями шестерни 720 мм²; число зубьев 10; длинна зуба шестерни 38 мм. Частота вращения составляет 280 об/мин. Реальная подача шестеренчатого насоса составляет 1,8 м3/час.

Задача №8

Насос, имеющий КПД 0,78, перекачивает жидкость плотностью 1030 кг/м³ с расходом 132 м³/час. Создаваемый в трубопроводе напор равен 17,2 м. Насос приводится в действие электродвигателем с мощностью 9,5 кВт и КПД 0,95. Необходимо определить, удовлетворяет ли данный насос требованиям по пусковому моменту.

 

Задача №9

Центробежный насос перекачивает жидкость плотностью 1130 кг/м³ из открытого резервуара в реактор с рабочим давлением 1,5 бар с расходом 5,6 м³/час. Геометрическая разница высот составляет 12 м, причем реактор расположен ниже резервуара. Потери напора на трение в трубах и местные сопротивления составляет 32,6 м. Требуется определить полезную мощность насоса.

Задача №10

Определить предельное повышение расхода насоса, перекачивающего воду (плотность принять равной 1000 кг/м³) из открытого резервуара в другой открытый резервуар с расходом 24 м3/час. Геометрическая высота подъема жидкости составляет 5 м. Вода перекачивается по трубам 40х5 мм. Мощность электродвигателя составляет 1 кВт. Общий КПД установки принять равным 0,83. Общие потери напора на трение в трубах и в местных сопротивлениях составляет 9,7 м.

ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА № 6

Тема: Расчет основных параметров гидродвигателей.

Цель работы: научиться производить расчет основных параметров гидродвигателей и осуществлять их выбор по найденным параметрам.

Материалы и литература:

1. Методические указания;

2. Счетная техника

3. Лепешкин А.В. «Гидравлические пневмоколесные системы»: учебник для студ. Учреждений сред. Проф. Образование: издательский центр «Академия». 2006.

 

Варианты заданий

Вариант	Параметры
	D, мм	b, мм	Pном, кН	m, мм
1, 6, 11, 16	80	10	2,5	10
2, 7, 12, 17	100	20	4,5	20
3, 8, 13, 18	125	35	6,8	35
4, 9, 14, 19	90	15	3,5	15
5, 10, 15, 20	110	25	5,5	25

 

Методические рекомендации

 

Расчет гидравлического привода основан на условии равновесия поршня в рабочем цилиндре (рис. 1):

,                                                 (1.1)

где: P – тяговое усилие поршня, Н;

      P_c – суммарные силы сопротивления перемещению, Н;

Р_с= Р_т + Р_и + Р_Д                                   (1.2)

где: P_T – сила трения в уплотнении поршня и штока, Н;

    Р_и – сила инерции массы перемещаемых частей, разгоняемых при пуске, Н;  

    P_Д  – сила на преодоление противодействия в противоположной полости, Н.

Рис. 1. Расчетная схема гидроцилиндра

 

Поршень должен развивать такое тяговое усилие Р, которое за вычетом сопротивлений должно преодолевать заданную полезную нагрузку.

Сила трения манжет о стенку цилиндра, Н (рис. 2)

,                  (1.3)

Где f – коэффициент трения манжеты о стенку цилиндра (принимается равным 0,15); D– диаметр цилиндра, см;

b– высота манжеты (длина прилегания манжеты к стенке цилиндра), см;

p– давление в рабочей полости цилиндра (0,5), МПа;

p_Д – давление вытесняемой жидкости (0,2–0,3 МПа).

Рис. 2. Схема к расчету силы трения в уплотнении поршня: 1 – цилиндр; 2 – манжеты уплотнительные; 3 – поршень

 

Силы трения, вычисленные по этой формуле для манжет по ГОСТ 6969-54, составляют (0,05–0,15) Р_ном. Для предварительных расчетов может быть принято

_ном                                      (1.4)

Диаметр штока у гидравлических цилиндров – (0,2–0,7) D.

Для цилиндров с односторонним штоком потери на трение

_ном                             (1.5)

При расчете сил инерции полагают, что разгон перемещаемых частей происходит с ускорением a, нарастающим пропорционально времени t при коэффициенте пропорциональности к, т.е. a = к t. Следовательно:

,

Подставив вместо k его значение, получим

Откуда

Силы инерции, Н,

 ⁼                                    (1.6)

где m – масса перемещаемых частей, кг;

n – наибольшая скорость их движения, м/с (максимальная скорость перемещения, которую могут обеспечить гидроприводы, составляет 1–1,5 м/с);

t – продолжительность разгона, которая практически находится в пределах 0,05–5 с (меньше величины относятся к более легким перемещаемым частям и меньшим скоростям, большие – к тяжелым частям и большим скоростям).

Сила на преодоление противодавления в противоположной полости цилиндра, Н,

,                                   (1.7)

где F – активная площадь поршня в противоположной полости цилиндра, см²; p_Д – давление вытесняемой жидкости, МПа.

Для предварительных расчетов можно принять

^ном,                                       (1.8)

Подставит полученные значения величии P_T, Р_и и P_Д, подсчитанный по формулам (1.5), (1.6), (1.8), в выражение (1.2).

Давление жидкости P в силовом цилиндре выбирают в зависимости от тягового усилия P. При меньших давлениях жидкости обеспечиваются более благоприятные условия для работы уплотнений, но при больших усилиях габариты гидроцилиндров получаются очень громоздкими. Исходя из этого, невысокие давления жидкости P=1,6 МПа применяют при тяговых усилиях P = 10000 – 20000 Н. Для тяговых усилий P = 50000 – 100000 Н давление жидкости повышают до 10 МПа.

Выбор гидроцилиндров осуществляем по двум параметрам – величине хода поршня, которая выбирается конструктивно в соответствии с кинематической схемой, и внутреннему диаметру, который определяется расчетом.

Диаметр цилиндра определяется по формуле:

,                                          (1.9)

где p – давление рабочей жидкости, МПа;

K_p – поправочный коэффициент, учитывающий влияние потерь давления в линиях нагнетания и слива, а также трения в уплотнениях штока и поршня гидроцилиндра (Kp = 1,15…1,30);

P – тяговое усилие привода.

Расчетный диаметр цилиндра округляется в большую сторону. Далее определяем диаметр штока. Если давление рабочей жидкости p находится в пределах от 1,5 до 5,0 МПа, то диаметр штока найдем из соотношения d_ш/D = 0,5, а если давление рабочей жидкости свыше 5 МПа из соотношения d_ш/D = 0,7.

После определения величин D и d_ш выбираем гидроцилиндр по ГОСТ 6540–68, или по ОСТ 12.44.099–78.

 

ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА № 7

Тема: Изучение устройства и принципа работы следящего гидропривода.

Цель работы: изучить устройство и принцип работы следящего гидропривода.

Материалы и литература:

1.Методические указания;

2. Лепешкин А.В. «Гидравлические пневмоколесные системы»: учебник для студ. Учреждений сред. Проф. Образование: издательский центр «Академия». 2006.

 

 

Методические указания

⇐ Предыдущая12345678Следующая ⇒

Поделиться: