Вязкость жидкости. Ее значение при выборе (назначении) рабочей жидкости для гидропривода. Влияние температуры и давления на вязкость жидкости.

Вязкость жидкости. Ее значение при выборе (назначении) рабочей жидкости для гидропривода. Влияние температуры и давления на вязкость жидкости.

. Вязкость жидкости - свойство жидкости сопротивляться скольжению или сдвигу ее слоев. Суть ее заключается в возникновении внутренней силы трения между движущимися слоями жидкости, которая определяется по формуле Ньютона

- где S площадь слоев жидкости или стенки, соприкасающейся с жидкостью, м²,
μ- динамический коэффициент вязкости, или сила вязкостного трения,
d /dy - градиент скорости, перпендикулярный к поверхности сдвига.

Отсюда динамическая вязкость равна

где τ - касательные напряжения жидкости, τ = T/S.

При течении вязкой жидкости вдоль твердой стенки происходит торможение потока, обусловленное вязкостью (рис.1.7). Скорость уменьшается по мере уменьшения расстояния y от стенки. При этом при y = 0, скорость падает до нуля, а между слоями происходит проскальзывание, сопровождающееся возникновением касательных напряжений τ.

Для оценки вязкости жидкости можно использовать три величины, которые связаны межу собой.

Вязкость жидкости зависит от температуры и от давления. При повышении температуры вязкость жидкости уменьшается и наоборот. У газов наблюдается обратное явление: с повышением температуры вязкость увеличивается, с понижением температуры - уменьшается.

 

 

Плотность жидкостей. Влияние температуры и давления на плотность жидкостей.

Одной из основных механических характеристик жидкости является ее плотность. Плотностью жидкости называют массу жидкости заключенную в единице объема.

Удельным весом называют вес единицы объема жидкости, который определяется по формуле:

С увеличением температуры удельный вес жидкости уменьшается.

 

 

Уравнение неразрывности потока

Течение жидкости может быть напорным и безнапорным. Напорное течение наблюдается в закрытых руслах без свободной поверхности. Напорное течение наблюдается в трубопроводах с повышенным (пониженным давлением). Безнапорное - течение со свободной поверхностью, которое наблюдается в открытых руслах (реки, открытые каналы, лотки и т.п.).

Из закона сохранения вещества и постоянства расхода вытекает уравнение неразрывности течений. Представим трубу с переменным живым сечением (рис.3.4). Расход жидкости через трубу в любом ее сечении постоянен, т.е. Q₁=Q₂= const, откуда

ω₁υ₁ = ω₂υ₂

 

 

Таким образом, если течение в трубе является сплошным и неразрывным, то уравнение неразрывности примет вид:

Рис. 20. Кинематическая схема аксиально-поршневого насоса

Кинематической основой аксиально-поршневых гидромашин является видоизмененный кривошипно-шатунный механизм (рис. 20, а), цилиндр 3 в котором при повороте кривошипа 2 во-

круг оси 1 совершает вместе со штоком 5 перемещения в вертикальной плоскости (в плоскости чертежа), двигаясь параллельно самому себе и сохраняя осевое положение штока. Перемещение

поршня 4 при повороте кривошипа 2 на угол a = wt будет

x¢ = R – R cosa = R (1 – cosa),

где R – длина кривошипа.

Очевидно, что полное перемещение (ход) h' поршня в цилиндре при повороте кривошипа на угол a = 180° составит h' = 2R.

На это же расстояние переместится цилиндр вместе с поршнем в плоскости чертежа.

Схема принципиально не изменится, если плоскость вращения кривошипа повернуть (наклонить) вокруг вертикальной оси yy относительно прежнего положения на некоторый угол b

меньший 90° С (рис. 20, б). В этом случае схема превратится в пространственную, а следовательно, цилиндр для сохранения прежней кинематики поршня (для обеспечения осевого положения штока) должен перемещаться в пространстве по эллипсу, представляющему собой след проекции центра шарнира, связывающего кривошип 2 со штоком 5, на плоскость, перпендику-лярную к оси цилиндра. При этом перемещение поршня

x = x¢ cosb = R (1 – cosa) cosb , (1)

где b – угол наклона плоскости вращения кривошипа.

Ввиду того, что перемещение цилиндра по подобной траектории практически неосуществимо, эту траекторию заменяют окружностью, описанной радиусом R, что вносит в расчет по данной формуле некоторую неточность (нарушается, вследствие возникновения колебаний штока 5, синусоидальный закон перемещения поршня).

Рис. 21. Схемы аксиально - поршневых насосов

Взяв вместо одного цилиндра несколько и разместив их равномерно по кругу с расположением осей параллельно оси блока цилиндров 2, а также заменив кривошип диском 5 (рис. 21, а), ось которого наклонена относительно оси блока 2 на угол g =90° – b, получим принципиальную схему многопоршневой машины (насоса или мотора) пространственного типа, вытеснители которого выполняются либо в виде поршней, связанных с наклонным диском с помощью штоков 4 (рис. 21, а), либо в виде свободно посаженых плунжеров 2 со сферической головкой, которые прижимаются к наклонному диску 3 (рис. 21, б) с помощью пружин 1 или давления подпиточных насосов. Первые машины получили название аксиально-поршневых гидромашин с наклонной люлькой или наклонным цилиндровым блоком (рис. 21, а), вторые – аксиально-поршневых гидромашин с наклонным диском (рис. 21, б). К этим основным двум типам можно отнести практически все существующие конструкции аксиально-поршневых гидромашин. Конструктивно в аксиально-поршневой машине с наклонной люлькой оси приводного вала и блока цилиндров расположены

под углом g друг к другу, а в машинах с наклонным диском эти оси составляют одну линию.

В машинах первого типа (рис. 21, а) поршни соединяются с приводным наклонным диском с помощью шарниров (штоков) (см. также рис. 22, б). Осевое усилие поршней, воспринимаемое

от приводной наклонной шайбы 5, преобразуется, вследствие наклонного ее расположения, в крутящий момент, который затем через карданные шарниры 6 передается на центральный вал.

Машины этого типа называются также машинами с передачей крутящего момента на наклонную шайбу. Крутящий момент в таких машинах снимается непосредственно в месте еговозникновения, т. е. – с приводной наклонной шайбы 5; на поршни 3, как это будет показано ниже, этот мо-

мент не передается. Через поршни в этой схеме передается на блок цилиндров 2 лишь момент от сил трения и инерции (ускорения или замедления). Поэтому поршни 3 скользят в цилиндрах здесь практически без поперечных нагрузок, и их функции в этом случае сводятся к герметизации цилиндров. Благодаря этому фактически устраняется износ поршней и цилиндров и обеспечивается высокий механический к. п. д. машины, а также хороший пусковой момент при работе машины в режиме гидромотора. Однако угловое расположение приводного диска и блока цилиндров и соответствующее ему распределение действующих сил в приводном механизме требует применения мощных опор и подшипников качения. Конструктивно всякая машина этого типа (рис. 21, а) имеет многоцилиндровый блок (барабан) 2, поршни 3 которого связываются при помощи шатунов 4 или иных средств с наклонным диском (шайбой) 5, выполняющим в этой схеме роль кривошипа ранее рассмотренной принципиальной схемы (см. рис. 20). Угол g наклона этого диска относительно оси цилиндрового блока определяет для данного диаметра блока величину хода h поршня, а следовательно и расчетную (геометрическую) подачу насоса. Силовая и кинематическая связь цилиндрового блока 2 с приводным валом 8 осуществляется с помощью различных механических средств, обеспечивающих приближенную синхронность

(равенство) угловых скоростей цилиндрового блока и вала. Наиболее распространена связь с помощью двойного универсального кардана 6, который обеспечивает при соответствующем вы-

полнении практическую синхронность угловых скоростей ведущего и ведомого (цилиндровый блок) валов.

В машинах второго типа (рис. 21, б) поршни (плунжеры) 2 непосредственно опираются на наклонную шайбу 8 через сферические головки или башмаки (рис. 22, а), а развиваемое ими при

этом усилие вращения передается в результате скольжения поршней по наклонной шайбе на блок цилиндров. Крутящий же момент в этой машине передается через поршни непосредственно

на цилиндровый блок и далее на центральный вал. В подобной схеме пере дачи момента поршни работают на изгиб и должны быть по прочности рассчитаны на передаваемый ими полезный

момент и момент потерь, т. е. рассчитаны на полный момент. В частности длина l заделки поршней в цилиндрах (см. рис. 20, б) должна быть такой, чтобы было устранено защемление их и

обеспечено допустимое напряжение сжатия материала. Общим для обеих конструктивных разновидностей рассматриваемых машин является преобладающее применение торцово-

го распределения рабочей жидкости. Поскольку цилиндровый блок 2 у рассматриваемого насоса (рис. 21, а) вращается (цилиндры перемещаются относительно корпуса), упрощается рас-пределение жидкости, которое обычно выполняется через серпообразные окна а и b в распределительном золотнике 1 и каналы (отверстия) 7 в донышках цилиндров блока 2 (на рисунке канал 7 показан условно). При работе насоса торец цилиндрового блока скользит по поверхности распределительного золотника (рис. 21, в). При этом цилиндры попеременно соединяются с окнами а или b золотника и через них–с магистралями всасывания и нагнетания.

Рис. 22. Расчетные схемы поршней насосов с наклонным

диском (а) и наклонным цилиндровым блоком (б)

Поверхности торцов распределителя выполняются плоскими (рис. 21) или сферическими. Преимуществом последнего типа является то, что он не требует точного совпадения осей сколь-

зящих поверхностей, а допускает наличие некоторой несоосности (пересечения этих осей), чего не допускает плоский распределитель. Однако последний обладает существенным преимуществом, заключающимся, в отсутствии необходимости индивидуальной подгонки поверхностей скольжения.

В нейтральных (мертвых) положениях цилиндров (в верхнем и нижнем) отверстия 7 в донышках цилиндров (рис. 21, в) перекрываются нижней и верхней перевальными (разделительными)

перемычками, расположенными между распределительными окнами а и b; ширина 5 перемычек несколько превышает размер

отверстий 7 (t<s). Применение насосов с наклонной люлькой (см. рис. 21, а) предпочтительнее в открытом контуре и при высокой частоте вращения. Насосы с наклонной шайбой (см. рис. 21, б) имеют преимущества при очень высоких давлениях и быстрых процессах переключения, которые здесь осуществимы благодаря малой массе перемещающихся при этом деталей узла регулирования. На рис. 23, в показаны кривые пути (x), скорости (Vотн) и ускорения (jотн) поршня насоса с наклонным блоком, построенные по приближенным уравнениям (при условии пренебрежения углом между осью штока и осью поршня, т. е. при конечной длине штока)

x = R Д sing (1-cos wt);

v отн = x¢ = dx/dt = R Д w sing sin wt;

j отн = x¢¢ = d 2 x/dt 2 = R Д w 2 sing sin wt,

где R Д – радиус приводного диска (фланца) (см. рис. 21, а и 23, б).

При более точных расчетах учитывают влияние непараллельности штоков и асинхронность карданной связи. С учетом этого получаем более сложные уравнения. При практических

инженерных расчетах ограничиваются приведенными выше упрощенными уравнениями.

Соответственно для рассматриваемых машин (см. рис. 21, б) уравнения перемещения х, скорости Vотн и ускорения jотн поршня при повороте относительно положения, соответствующего на-

чалу нагнетания, на угол a = wt будут

x = R б tgg (1 – cosa) =2

б D tgg (1 – cosa); (2)

v отн = x¢ = dx/dt =2

б D w tgg sin a; (3)

j отн = x¢¢ = d 2 x/dt 2 =2

б D w 2 tgg cosa, (4)

Ход, скорость и ускорение поршня машины с наклонной шайбой представляют чисто гармонические колебания.

 

Расчет гидроцилиндров

Основными параметрами поршневого гидроцилиндра являются: диаметры поршня D и штока d, рабочее давление P, и ход поршня S.

Рассмотрим поршневой гидроцилиндр с односторонним штоком (рис.4.6). По основным параметрам можно определить следующие зависимости:

площадь поршня в поршневой полости 1 и в штоковой полости 2 соответственно

усилие, развиваемое штоком гидроцилиндра при его выдвижении и втягивании соответственно

где kтр = 0,9…0,98 - коэффициент, учитывающий потери на трение;

скорости перемещения поршня

Рис.4.6. Основные и расчетные параметры гидроцилиндра

Расчеты на прочность. Прочностными расчетами определяют толщину стенок цилиндра, толщину крышек (головок) цилиндра, диаметр штока, диаметр шпилек или болтов для крепления крышек.

В зависимости от соотношения наружного DН и внутреннего D диаметров цилиндры подразделяют на толстостенные и тонкостенные. Толстостенными называют цилиндры, у которых DН / D > 1,2, а тонкостенными - цилиндры, у которых DН / D 1,2.

Толщину стенки однослойного толстостенного цилиндра определяют по формуле:

где Pу - условное давление, равное (1,2…1,3)P ; [σ] - допускаемое напряжение на растяжение, Па (для чугуна 2,5 107, для высокопрочного чугуна 4 107, для стального литья (8…10) 107, для легированной стали (15…18) 107, для бронзы 4,2 10 7); μ - коэффициент поперечной деформации (коэффициент Пуассона), равный для чугуна 0, для стали 0,29; для алюминиевых сплавов 0,26…0,33; для латуни 0,35.

Толщину стенки тонкостенного цилиндра определяют по формуле:

К определенной по формулам толщине стенки цилиндра прибавляется припуск на обработку материала. Для D = 30…180 мм припуск принимают равным 0,5…1 мм.

Толщину крышки цилиндра определяют по формуле:

где dк - диаметр крышки.

Диаметр штока, работающего на растяжение и сжатие соответственно

где [σр] и [σ с] - допускаемы напряжения на растяжение и сжатие штока;

Штоки, длина которых больше 10 диаметров ("длинные" штоки), работающие на сжатие, рассчитывают на продольный изгиб по формуле Эйлера

где σкр - критическое напряжение при продольном изгибе; f - площадь поперечного сечения штока;

Диаметр болтов для крепления крышек цилиндров

где n - число болтов.

Редукционный клапан

Редукционным называют гидроклапан давления, предназначенный для поддержания в отводимом от него потоке рабочей жидкости более низкого давления, чем давление в подводимом потоке. В гидроприводах находят применение в основном два типа редукционных клапанов.

Первый тип клапанов обеспечивает установленное соотношение между давлениями на входе и выходе из клапана.

Редукционный клапан (рис.6.4) состоит из запорно-регулирующего элемента - плунжера 1, прижатого к седлу пружиной 2, сила натяжения которой регулируется винтом 3. Отверстие 4 корпуса соединяется с гидролинией высокого давления, а отверстие 5 с гидролинией низкого давления. В исходном положении клапан прижат к седлу, а вход клапана отделен от выхода. При повышении давления P₁ плунжер поднимается и гидролиния высокого давления соединяется с гидролинией низкого давления. Чем больше давление P₁, тем больше открывается проходное сечение клапана и тем больше становится давление P₂.

Таким образом, давление P₂ зависит от давления на входе клапана, от начальной силы натяжения P_пр и жесткости пружины c

Рис.6.4. Редукционный клапан:
а - принципиальная схема; б - условное обозначение

Второй тип редукционного клапана поддерживает постоянное редуцированное давление на выходе независимо от колебания давления в подводимом и отводимом потоках рабочей жидкости. Такие редукционные клапаны могут быть прямого и непрямого действия.

Рассмотрим работу редукционного клапана непрямого действия (рис.6.5). Клапан состоит из основного запорно-регулирующего элемента - золотника 1 ступенчатой формы, нагруженного нерегулируемой пружиной 2 с малой жесткостью, и вспомогательного запорно-регулирующего элемента 5 в виде шарикового клапана. Силу натяжения пружины 4 шарикового клапана можно изменять винтом 3. В корпусе клапана имеются каналы, соединяющие полости 7 и 8 с выходом, а в золотнике 1 - капиллярный канал 9, соединяющий полость 6 с полостью 8, а через последнюю и с выходом клапана.

Если пружина 4 настроена на давление большее, чем давление P₁ на входе клапана, то золотник 1 занимает исходное положение (показано на рис.6.5). В этом случае в полостях 6, 7 и 8 будет одинаковое давление, равное P₁, полость 10 соединена с полостью 11, а жидкость свободно протекает через клапан. Редуцирования давления при этом не происходит. При настройке пружины 4 на давление P₂ < P₁ шариковый клапан откроется и жидкость в небольшом количестве из полости 6 будет поступать на слив. В капиллярном канале 9 золотника создается течение жидкости с потерей в нем давления на преодоление гидравлических сопротивлений. В результате давление в полости 6 упадет и золотник поднимется вверх, уменьшив площадь живого сечения между полостями 10 и 11.

Рис.6.5. Редукционный клапан непрямого действия:
а - принципиальная схема; б - условное обозначение

Это в свою очередь вызовет понижение давления в полостях 11, 8 и 7, опускание золотника и увеличение площади живого сечения между полостями 10 и 11. Процесс повторится снова, и золотник, совершая колебательные движения, установится на определенной высоте. Всякое изменение давления на входе или выходе клапана вызывает ответное перемещение золотника. В конечном итоге за счет изменения дросселирования давление на выходе клапана поддерживается постоянным. В этом клапане полость 7 и узкий канал, соединяющий полость с выходом клапана, оказывают демпфирующее влияние на золотник, уменьшая его колебания.

 

Ниже есть

Условные графические обозначения гидроаппаратов, устройств управления и контрольно-измерительных приборов в соответствии с межгосударственным стандартом (ГОСТ 2.781-96 Обозначения условные графические. Аппараты гидравлические и пневматические, устройства управления и приборы контрольно-измерительные)

Правила чтения условных графических обозначений гидроаппаратов. Обозначение присоединительных отверстий гидроаппаратов на схемах в соответствии с ГОСТ 24242-97 Гидроприводы объемные. Обозначения буквенные присоединительных отверстий гидроаппаратов.

Вязкость жидкости. Ее значение при выборе (назначении) рабочей жидкости для гидропривода. Влияние температуры и давления на вязкость жидкости.

. Вязкость жидкости - свойство жидкости сопротивляться скольжению или сдвигу ее слоев. Суть ее заключается в возникновении внутренней силы трения между движущимися слоями жидкости, которая определяется по формуле Ньютона

- где S площадь слоев жидкости или стенки, соприкасающейся с жидкостью, м²,
μ- динамический коэффициент вязкости, или сила вязкостного трения,
d /dy - градиент скорости, перпендикулярный к поверхности сдвига.

Отсюда динамическая вязкость равна

где τ - касательные напряжения жидкости, τ = T/S.

При течении вязкой жидкости вдоль твердой стенки происходит торможение потока, обусловленное вязкостью (рис.1.7). Скорость уменьшается по мере уменьшения расстояния y от стенки. При этом при y = 0, скорость падает до нуля, а между слоями происходит проскальзывание, сопровождающееся возникновением касательных напряжений τ.

Для оценки вязкости жидкости можно использовать три величины, которые связаны межу собой.

Вязкость жидкости зависит от температуры и от давления. При повышении температуры вязкость жидкости уменьшается и наоборот. У газов наблюдается обратное явление: с повышением температуры вязкость увеличивается, с понижением температуры - уменьшается.

 

 

12345678910Следующая ⇒

Поделиться: