Гидравлика

Исходные данные.
Вращающие моменты: Т3=597,7 Н*м; Т4=1752 Н*м
Частота вращения: n3=72,2 мин-1; n4=22,9 мин-1
Передаточное число передачи u=3,15
Расчетные ресурс работы передачи Lh=9500 часов
Выбор материала и расчет допустимых напряжений.
Для колеса и для шестерни принимаем сталь 40Х.
Термическая обработка – улучшение.
твердости: для колеса – НВ= 230…260, для шестерни – НВ = 260…280.
В качестве расчетной контактной твердости материала принимаем ее среднее значение.
Для шестерни (1с.59): НВ3=0,5*(НВmax+ НВmin) = 0,5*(280+260) = 270МПа
Для колеса: НВ4=0,5*(НВmax+НВmin) = 0,5*(260+230) = 245Мпа
Оцениваем возможность приработки колес:
НВ3>НВ4+(10…15)
270>255…260
Условия приработки выполнены.
Допускаемые контактные напряжения.
Предел контактной выносливости зубьев:
σНlimb = 2НВср+70
Для шестерни σНlimb3 = 2*270+70 = 610 МПа,
Для колеса σНlimb4 = 2*245+70 = 560Мпа.
Расчетное число циклов напряжений: Nk =60*n*с*Lh ,
где n- частота вращения колеса, по материалу которого определяем допустимые напряжения;
с =1 – число зацеплений зуба за один оборот колеса;
Lh=9500ч – расчетный ресурс работы передачи;
Тогда для шестерни Nk3 = 60*1*72,2*9500 = 41,2*106 циклов,
для колеса Nk4 = 60*1*22,9*9500 = 13,1*106 циклов.
Базовое число циклов напряжений в зависимости от твердости материала
Для шестернициклов,
для колеса
Определяем коэффициент долговечности ZN при расчета по контактной выносливости при NK>NHlim

Для шестерни ,
для колеса .
Определяем допустимые контактные напряжения по формуле

где SH=1,1 – коэффициент запаса прочности.
Для шестерни МПа
Для колеса МПа
принимаем в качестве расчетного допустимые контактные напряжения колеса = 514 Мпа.
Для определения допустимых напряжения изгиба по табл. 5.3 [2, с.61] принимаем коэффициент запаса прочности SF=1,7, предел выносливости зубьев на изгиб согласно табл. 5.3. для данного материала определяем по формуле

Коэффициент долговечности YN при расчете на изгибную выносливость определяет по формуле

где NFlim =4*106 – базовое число напряжений при изгибе для стали.
Для шестерни
Для колеса
Согласно рекомендации [2, с.60], принимаем YN3=YN4=1
По рекомендации [2, с.60] принимаем коэффициент, учитывающий способ приложения нагрузки, при одностороннем приложении YA3=YA4=1.
Определяем допустимые напряжения изгиба по формуле

Для шестерни МПа
Для колеса МПа
Геометрические параметры тихоходной ступени.
Определим межосевое расстояние.

где Ка – расчетный коэффициент. Для прямозубых передач – 495;
ψа = b2/aw =0,315– коэффициент ширины венца;
КH=1,15 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии.
Тогда
Принимаем aw = 280 мм по ГОСТ 2185-66.
Определяем необходимую ширину зубчатого венца колеса:
b4 = ψа *aw = 0,315*280=88 мм
Выбираем ширину колеса b4=88мм.
Принимаем значение нормального модуля зубчатых колес в пределах:
mn=(0,01…0,02)aw=(0,01…0,02)*280=2,8…5,6.
В соответствии с ГОСТ 9563-60 назначаем m=4мм.
Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса.
ZΣ = Z3 + Z4 = 2* aw /m = 2*280/4 = 140
Принимаем ZΣ=140.
Определим число зубьев шестерни.
Z3 = ZΣ/(1 + u) =140 /(1+3,15)=33,7
Принимаем Z3 = 34.
Условие не подрезания зуба выполняется Z3> Zmin=17.
Определим число зубьев колеса. Z4 = ZΣ – Z3= 140-34=106
Определим основные геометрические параметры передачи, мм:
Делительный диаметр шестерни d3 = m* Z3 =4*34=136мм
Делительный диаметр колеса d4 = m Z4 = 4*106=424 мм
Диаметр вершин зубьев шестерни dа3 = d3 + 2*m = 136+2*4=144 мм
Диаметр вершин зубьев колеса dа4 = d4 + 2*m = 424+2*4=432 мм
Диаметр впадин зубьев шестерни df3 = d3 -2,5*m =136-2,5*4=126 мм
Диаметр впадин зубьев колеса df4 = d4 – 2,5*m = 424-2,5*4=414 мм
Ширина венца шестерни b3 = b4 + (2…4) = 88+4=92 мм
Проверим межосевое расстояние.
aw = (d3 + d4)/2 = (136+424)/2=280мм…

Рисунок 5.5 – Схема гидропривода с последовательным включением
дросселя (а),регулировочная (б)и нагрузочная (в) характеристики:
1 – насос; 2 -переливной клапан; 3 -гидрораспределитель;
4 -гидроцилиндр; 5 – гидродроссель; 6 -бак
На рисунке 5.5, а представлена принципиальная схема гидропривода с дроссельным регулированием скорости при последовательном включении гидродросселя 5 (на входе в гидроцилиндр 4). Кроме отмеченных элементов, схема включает насос 1,клапан 2,гидрораспределитель 3 и бак 6.
Так как гидродроссель 5 и гидроцилиндр 4 включены последовательно, то расходжидкости Qгц, поступающей в гидроцилиндр 4,равен расходу жидкости, проходящей через регулируемый гидродроссель 5
,
где – перепад давления на гидродросселе 5.
С учетом принятых допущений
.
В данном гидроприводе давление на выходе насоса рнподдерживается постоянным при помощи переливного клапана 2. Тогда скорость поршня

Анализ полученной формулы показывает, что скорость движения поршня гидроцилиндра 4,как и в гидроприводе с параллельным включением гидродросселя, является функцией двух переменных: площади проходного сечения регулируемого гидродросселя Sдр и преодолеваемой нагрузки на штоке гидроцилиндра F.
На рисунке 5.5, б и в приведены регулировочная и нагрузочная характеристики, построенные в соответствии с формулой.
Следует отметить, что гидропривод с гидродросселем 5 на входе в гидроцилиндр 4 (рисунок 5.5, а), как и гидропривод с параллельным включением гидродросселя, допускает регулирование скорости выходного звена только при нагрузке, направленной против движения. При помогающей нагрузке может произойти отрыв поршня от рабочей жидкости в гидроцилиндре. Поэтому в гидроприводах, работающих в условиях знакопеременной нагрузки, для обеспечения надежного регулирования скорости выходного звена рекомендуется установка гидродросселя на выходе из гидродвигателя.

Билет № 25
Дисциплина « компьютерные системы и сети»…

При расчете группы болтов устанавливают закон распределения внешней нагрузки между всеми болтами и определяют силу, действующую на наиболее нагруженный болт. Определяют диаметр этого наиболее нагруженного болта; остальные болты группы не рассчитывают — их принимают того же диаметра, что и наиболее нагруженный
В простейших случаях, когда все болты группы нагружены одинаково, приходящуюся на один болт нагрузку определяют путем деления общей нагрузки на число болтов
Нагрузка действует в плоскости стыка
Соединение нагружено моментом

Полагают, что деформации и усилия болтов пропорциональны их расстояниям от центра тяжести стыка. Эти усилия направлены перпендикулярно радиусам, проведенным из центра тяжести стыка к центрам сечений болтов (аналогия между распределением усилий по болтам и распределением касательных напряжений в поперечном сечении круглого бруса при кручении)
Усилие, приходящееся на наиболее удаленный болт

где, r max – наибольшее расстояние от центра тяжести стыка до центра сечения болтаz – число болтов.Болты, поставленные с зазором, проверяют на силу «затяжки»

где [Р ] – допускаемая осевая нагрузка.
Для кольцевого стыка все z  болтов находятся в одинаковых условиях

Поэтому требуемая сила затяжки и условие прочности

Болт поставлен в отверстие с зазором (рис. 20.3). Условие равновесия
или
.
Расчетная нагрузка .
Условие прочности
,
откуда .

Билет № 20
Дисциплина « Компьютерные системы и сети»…

Гидравлическим ударом в трубах называется резкое увеличение давления при очень быстром (практически мгновенном) уменьшении скорости движения жидкости (например, при очень быстром закрытии пробкового крана).
Протекание гидравлического удара во времени иллюстрируется диаграммой, представленной на рис. 1, а и б.
Штриховыми линиями показано теоретическое изменение давления у крана в точке А, а сплошной действительный вид картины изменения давления по времени (рис. 1, а). При этом затухание колебаний давления происходит за счет потерь энергии жидкости на преодоление сил трения и ухода энергии в резервуар.
Если давление P0 невелико (P0 < ΔP уд), то картина изменения амплитуды давления получается несколько иная, примерно такая, как показано на рис. 1, б.

Рис. 1. Изменение давления по времени у крана
В  зависимости от времени распространения ударной волны  и времени перекрытия задвижки  t, в результате которого возник гидроудар, можно выделить 2 вида ударов:
–  прямой гидравлический удар, если t < 
– непрямой гидравлический удар, если t > 
При прямом гидроударе фронт возникшей ударной волны движется в направлении, обратном первоначальному направлению движения жидкости в трубопроводе. Его дальнейшее направление движения зависит от элементов трубопровода, расположенных до закрытой задвижки.
При непрямом гидроударе фронт ударной волны не только меняет направление своего движения на противоположное, но и частично проходит далее сквозь не до конца закрытую задвижку.

Литература

Абросимов Ю.Г., Иванов А.И., Качалов А.А. и др. Гидравлика и противопожарное водоснабжение: Учебник. – М.: Академия ГПС МЧС России, 2003.
Френкель М.З. Гидравлика. – М,: Госэнергоиздат, 1956.
Идельчик И.Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям. – М.: Машиностроение, 1975.
4. Френкель М.З. Гидравлика. –М.: Госэнергоиздат, 1956.
5. Агроскин И.И., Дмитриев Г.Т., Пикалев Ф.И., Гидравлика. –М.: Энергия, 1964.
6. Штеренлихт Д.В. Гидравлика (в четырѐх книгах). –М.: Энергатомиздат, 1991.
7. Чугаев Р.Р. Гидравлика. –Л.: Энергия, 1971.
8. Сукомел А.С., Величко В.И., Абросимов Ю.Г. Теплообмен и трение при
турбулентном течении газа в коротких каналах. –М.: Энергия, 1979.
9. Идельчик И.Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям. –М.:
Машиностроение, 1975.
10. Альтшуль А.Д. Местные гидравлические сопротивления при движении вязких жидкостей. –М.: Гостоптехиздат, 1962.
11. Альтшуль А.Д., Калицун В.И. Гидравлические сопротивления трубопроводов. –М.:Стройиздат, 1964.
12. Киселѐв П.Г. Справочник по гидравлическим расчѐтам. –М.: Госэнергоиздат, 1961.
13. Андриянов М.М. Гидравлические расчѐты водоводов и водопроводных сетей. –М.:Госстройиздат, 1964.
…

Средняя скорость потока υ – скорость движения жидкости, определяется отношением расхода жидкости Q к площади живого сечения ω

Поскольку скорость движения различных частиц жидкости отличается друг от друга, поэтому скорость движения и усредняется. В круглой трубе, например, скорость на оси трубы максимальна, тогда как у стенок трубы она равна нулю.
Гидравлический радиус потока R – отношение живого сечения к смоченному периметру

Гидравлическим или эквивалентным диаметром пользуются вместо гидравлического радиуса

Гидравлический радиус (диаметр) является гидравлическим элементом потока жидкости. Гидравлический радиус характеризует размер и форму сечения потока. Чем больше (для …

Если при одном и том же напоре у насадка постепенно менять угол наклона ствола, то конец компактной части струи будет описывать траекторию авс, которая называется огибающей кривой компактной струи, а наиболее удаленные капли струи – траекторию а1в1с1, называемую огибающей кривой раздробленной струи (рис. 1). Расстояния по прямой от насадка до граничных кривых соответственно называются радиусом действия компактной струи Rк и радиусом действия раздробленной струи Rр.

Рис. 1. Наклонные струи.
Расчет наклонных струй ведут по отношению к величинам Sк и Sв для вертикальных струй.
Огибающая кривая компактной струи авс мало отличается от дуги окружности, описанной радиусом, который для ручных стволов диаметром насадка не выше 25 мм можно принять равным Sк т.е.: Rк = Sк
Для насадков больших диаметров линия авс более вытянута вдоль горизонтальной оси. Расстояние от насадка до огибающей кривой раздробленной струи возрастает с уменьшением угла наклона Rр к горизонту θ. Величину радиуса действия раздробленной струи определяют по формуле:
где β – коэффициент, зависящий от угла наклона θ1
Высота вертикальной сплошной струи определяется по формуле Люгера:

Данная формула аналогична формуле (1):

Коэффициент φ может быть определен по эмпирической формуле (2):

где d – диаметр выходного сечения насадка, мм.
Анализируя данные формулы, можно установить, что увеличение длины вертикальной струи связано с увеличением диаметра насадка и напора. Но высота струи для каждого отдельного насадка не может расти неограниченно, а достигая своей максимальной высоты, не изменяется, как бы сильно не увеличивался напор. Так как величина φ зависит только от диаметра, то следует, что при больших напорах увеличение высоты струи возможно только при увеличении диаметра насадка. Применение в пожарном деле лафетных стволов с насадками большого диаметра объясняется не только необходимостью большой подачи воды, но и возможностью подачи воды при обычных напорах на большое расстояние.
Распыленная водяная струя представляет собой массу отдельно летящих капель. Для ее получения применяют специальные насадки, которые называются распылителями. Струйный распылитель представляет собой цилиндрический насадок, из которого вытекает струя жидкости, распадающаяся на капли и образующая факел с малым углом при вершине. Если насадок выполнен в виде узкой щели, то при выходе из него возникает плоская веерообразная жидкая пленка. На пленке возникают отверстия, которые увеличиваются до появления сетки, состоящей из тонких нитей. Эти нити распадаются и образуют цепочки мелких капель. На рис. 2 представлена классификация способов распыливания.

Рис. 2. Классификация способов распыливания….

При расчете группы болтов устанавливают закон распределения внешней нагрузки между всеми болтами и определяют силу, действующую на наиболее нагруженный болт. Определяют диаметр этого наиболее нагруженного болта; остальные болты группы не рассчитывают — их принимают того же диаметра, что и наиболее нагруженный
В простейших случаях, когда все болты группы нагружены одинаково, приходящуюся на один болт нагрузку определяют путем деления общей нагрузки на число болтов
Нагрузка действует в плоскости стыка
Соединение нагружено моментом

Полагают, что деформации и усилия болтов пропорциональны их расстояниям от центра тяжести стыка. Эти усилия направлены перпендикулярно радиусам, проведенным из центра тяжести стыка к центрам сечений болтов (аналогия между распределением усилий по болтам и распределением касательных напряжений в поперечном сечении круглого бруса при кручении)
Усилие, приходящееся на наиболее удаленный болт

где, r max – наибольшее расстояние от центра тяжести стыка до центра сечения болтаz – число болтов.Болты, поставленные с зазором, проверяют на силу «затяжки»

где [Р ] – допускаемая осевая нагрузка.
Для кольцевого стыка все z  болтов находятся в одинаковых условиях

Поэтому требуемая сила затяжки и условие прочности

Болт поставлен в отверстие с зазором (рис. 20.3). Условие равновесия
или
.
Расчетная нагрузка .
Условие прочности
,
откуда .
Билет № 9
Дисциплина: “Электротехника электроника и электропривод”…

Основными параметрами истечения являются скорость истечения скорость и расход Q:

где – коэффициент скорости,
;
– коэффициент Кориолиса (для сжатого сечения струи  = 1);  – коэффициент Дарси; l – длина участка контакта струи со стенками насадка, для отверстия в тонкой стенке l = 0; для насадков величина весьма малая и ею пренебрегают; – коэффициент местных сопротивлений; H – напор перед отверстием; ω – площадь выходного отверстия; – коэффициент расхода,
 < 1;
– коэффициент сжатия струи,
;
ωс – площадь сжатого сечения.
По характеру сжатие бывает полным, если струя получает сжатие по всему периметру отверстия, и неполным, если струя не имеет бокового сжатия с одной или нескольких сторон, например, когда отверстие примыкает к стенке или ко дну сосуда, которые при этом являются как бы направляющими для вытекания струи (рис. 1, отверстие 3). Полное сжатие может быть совершенным или несовершенным.

Рис.1.
Совершенным сжатием называют сжатие, возникающее, когда боковые стенки и дно сосуда практически не оказывают влияние на степень сжатия струи (не влияют на истечение). Такое сжатие получается, когда отверстие расположено достаточно далеко от боковых стенок и дна сосуда при условии (рис. 1, отверстие 1):
m>3a; n>3a,
где m – расстояние от отверстия до боковой стенки; a – длина одной стороны квадратного отверстия; n – расстояние от отверстия до дна сосуда. Как показывают опыты, в этом случае величина ε практически не зависит от размеров m и n. Приводимые в справочниках и учебниках значения коэффициентов расхода относятся к случаям совершенного сжатия.
Несовершенное сжатие получается при несоблюдении условий, т.е. когда отверстие расположено сравнительно близко к боковой стенке или дну сосуда. В этом случае чем меньше размеры m и n, тем меньше сжатие струи и, следовательно, тем больше величина ε (рис. 1, отверстие 2).
В случае отверстий одинаковой формы и размеров площадь сжатого сечения при несовершенном сжатии всегда больше площади сжатого сечения при совершенном сжатии.
При несовершенном сжатии коэффициент сжатия определяется по формуле:
 ,
где п – отношение площади отверстия к площади поперечного сечения потока перед отверстием….

Статическая прочность детали определяется ее способностью сопротивляться разрушению от максимальных кратковременных нагрузок.  
Характеристики статической прочности деталей – пределы прочности, текучести и пропорциональности – определяют во время статических стендовых испытаний, при этом схемы нагружения деталей близки к реальным. В качестве примера на рис. 96 приведена диаграмма статического кручения ( до зоны текучести) пяти полуосей автомобиля ЗИЛ-164 полностью разгруженного типа. Повышение статической прочности деталей бурильной колонны может быть достигнуто применением легированных сталей и объемной термической обработкой. Использование сравнительно дорогой легированной стали без термической обработки считается нерациональным. В связи с этим возникает необходимость в исследовании влияния термической обработки и последующего комбинированного упрочнения на коррозионно – – усталостную прочность легированных сталей и натурных замковых соединений. На статическую прочность деталей, выполненных из пластических материалов, концентрация напряжений не влияет, а поэтому в расчетах не учитывается. Если же деталь выполнена из хрупкого материала, то ее прочность снизится вследствие концентрации напряжений. На статическую прочность деталей, выполненных из пластических материалов, концентрация напряжений не влияет, а поэтому в расчетах не учитывается. Для оценки статической прочности деталей, имеющих значительное рассеяние механических характеристик, целесообразно применять статистический подход. Обычно исходят из нормального распределения характеристик прочности. Это отношение можно рассматривать как накопленную частоту, по которой оценивается вероятность Р разрушения детали при напряжении, меньшем или равном ат. При определении статической прочности деталей из хрупкого материала с дефектами важную роль играет величина удельной энергии К, необходимой для образования единицы поверхности излома. Экспериментально изучалась зависимость статической прочности деталей из твердой стали от концентрации напряжений у надреза, например, в работах Тума, Потака и других исследователей. Соответственно этому при расчете статической прочности деталей критерием прочности пластичных металлов считается предел текучести от, а для хрупких металлов – предел прочности ов. При наибольших кратковременных нагрузках проверяется статическая прочность детали; при длительно-действующих циклических нагрузках производится расчет на выносливость. В конструкциях арматуры необходимо обеспечить статическую прочность деталей, поскольку они, как правило, воспринимают статические нагрузки. В этих условиях опасное состояние материала определяется либо возникновением больших остаточных деформаций в пластичных металлах, либо возникновением трещин ( разрушение) в хрупких металлах. На величины эффективных коэффициентов концентрации напряжений влияют и их ограничивают целый ряд факторов, таких как статическая прочность детали с концентрацией напряжений, теоретический коэффициент концентрации напряжений для данного концентратора напряжений, абсолютные размеры и эффект коррозии [ трения ( fretting effect), каждый из которых необходимо учитывать. О том, как может быть предсказан эффект коррозии трения, известно очень мало, но приближенная оценка может быть ( найдена, если предположить, что его влияние будет одинаковым для деталей подобных конструкций ( см. разд. Это необходимо при оценке прочности болтовых соединений .Использование методов упрочняющей технологии ( химико – ер-мических, механических и др.) может существенно повысить статическую прочность детали.
Усталость деталей машин в значительной степени зависит от конструктивных, технологических, эксплуатационных и других факторов, которые в большинстве случаев трудно учесть при расчете механических конструкций на усталостную прочность. В этой связи испытания па усталость материалов и натурных деталей в рабочих условиях, на стадии доводки окончательного варианта конструкции являются решающим звеном в процессе создания надежных и долговечных машин. Однако такие испытания связаны с многочисленными трудностями, так как трещины усталости чаще всего развиваются на деталях, расположенных в труднодоступных местах, которые часто заполнены различными средами. На сопротивление усталости деталей машин и частей сооружений оказывает существенное влияние ряд факторов: состав и структура материала; вид напряженного состояния и характер изменения его во времени; форма и размеры нагружаемых объектов; состояние поверхности; остаточная напряженность; температура; активность окружающей среды и др. В связи с этим определить расчетным методом пределы выносливости для реальных конструкций, в которых, как правило, действуют многие из перечисленных выше факторов, чрезвычайно трудно. Повышение долговечности деталей машин методом поверхностноро пластического деформирования ( ППД) или поверхностного наклепа широко используется в промышленности для повышения сопротивляемостималоцикловой и многсцикловой усталости деталей машин.Для цементуемых сталей с нормальным содержанием углерода ( 0 17 – 0 24 %) глубину цементованного слоя принимают 1 0 – 1 25 мм. Следует иметь в виду, что сопротивление усталости деталей машин без концентраторов напряжений при малых глубинах слоя зависит от прочности сердцевины, при больших – от прочности слоя. В этом случае повышение глубины слоя полезно только до 10 – 20 % от радиуса детали. Поверхностное пластическое деформирование ( наклеп) широко применяют в настоящее время для увеличения сопротивления усталости деталей машин и частей сооружений из разнообразных металлических материалов. К настоящему времени в нашей стране и за рубежом проведено большое количество экспериментальных и теоретических работ, прямо или косвенно освещающих явление остановки развития усталостных трещин. Эти исследования имеют большое научное и практическое значение, так как анализ причин остановки развития усталостных трещин позволяет разрабатывать обоснованные практические рекомендации по увеличению сопротивления усталости деталей машин. Вместе с тем отсутствие обобщающих публикаций по проблеме нераспространяющихся усталостных трещин несомненно тормозит и развитие исследовательских работ в этой области и практическое применение их результатов. Автор надеется, что сделанные им систематизация и обобщение имеющихся в этой области сведений окажутся полезными для лиц, занимающихся …

На основании теоремы количества движения определим местное гидравлическое сопротивление в местах изменения сечения канала. Теорема количества движения позволяет определить движение жидкости в исходном и конечном состояниях, не касаясь механизма движения. Приведем общую формулировку теоремы:
Изменение во времени количества движения ( mV) системы раздельных материальных потоков в жидкости равно сумме сил, действующих извне на систему, то есть
 
Рассмотрим внезапное расширение в сечении 2-2 и обратим внимание на то, что через цилиндрическую поверхность количество движения не переносится, то есть следует учитывать его изменение только по площадям S1 (на схеме ω1) и S2 (на схеме ω2)

В этих сечениях количество движения равно ( SV1)V1 и ( SV2)V2, то есть изменение количества движения за одну секунду равно  S2V22 –  S1V12; внешними силами являются силы давления F =pS. Тогда, уравнение примет вид для сечения 2-2:  
 S2V22 –  S1V12 = S2(p2 – p1).
На основании закона неразрывности можно записать: V1 S1 = V2 S2.
Используя это условие, преобразуем уравнение:
 S2V22 –  S1V12 = S2(p2 – p1).
При внезапном расширении происходит потеря давления. Если расширение канала происходит плавно, то необратимые потери давления отсутствуют, и изменение давления будет меньше, их можно найти из уравнения Бернулли.Отсюда повышение давления при внезапном расширении будет равноНайдем теперь по формулам коэффициент местного сопротивления расширению:…

Уравнение Бернулли для потока реальной жидкости, записанное для двух произвольных сечений имеет следующий вид:
,
Для идеальной жидкости уравнение запишется: (будут отсутствовать потери напора).
Уравнение Бернулли для потока реальной жидкости:

– для элементарной струйки идеальной жидкости:

1350645937895l

H

z1

z2
h1–2
H0
H0
1
2
z
x
00l

H

z1

z2
h1–2
H0
H0
1
2
z
x
Физический смысл уравнения Бернулли заключается в том, что при установившемся движении потока сумма четырех удельных энергий остается неизменной вдоль потока и равной полному запасу удельной энергии.

Рис. 1. Геометрическая интерпретация уравнения Бернулли.
где z — геометрическая высота, характеризующая потенциальную энергию положения единицы веса жидкости (удельная энергия положения); — пьезометрическая высота, характеризующая потенциальную энергию давления единицы веса жидкости (удельная энергия давления); — скоростная высота, характеризующая кинетическую энергию единицы веса жидкости (удельная кинетическая энергия); — потерянная высота, характеризующая энергию единицы веса жидкости, затраченную на преодоление гидравлических сопротивлений на пути между двумя рассматриваемыми сечениями (удельная энергия, теряемая на пути от первого до второго сечения); α — коэффициент неравномерности распределения скоростей по сечению потока (коэффициент Кориолиса)….

Представим резервуар, наполненный жидкостью и имеющий наклонную плоскую стенку (рис. 1). На стенке резервуара наметим некоторую плоскую фигуру любого очертания площадью W. Координатные оси ох, оу выберем так, как указано на чертеже. Ось oz перпендикулярна к плоскости чертежа. В плоскости oyz расположена рассматриваемая фигура, которая проектируется в виде прямой, обозначенной жирной линией, справа показана эта фигура в совмещении с плоскостью оух.
В соответствии с первым свойством гидростатического давления можем утверждать, что во всех точках площади w давление жидкости направлено нормально к стенке. Отсюда заключаем, что сила гидростатического давления, действующая на произвольную плоскую фигуру, также направлена нормально к ее поверхности.

Рис. 1. Давление жидкости на плоскую стенку
Для определения силы давления выделим элементарную (бесконечно малую) площадку d. Сила давления dP на элементарную площадку определится так:

где h глубина погружения площадки . Так как
, то
Сила давления на всю площадку:

(1)
Первый интеграл представляет собой площадь фигуры :

Второй интеграл представляет собой статистический момент площади относительно оси ох. Как известно, статистический момент фигуры относительно оси ох равен произведению площади фигуры на расстояние от оси ох до центра тяжести фигуры, т. е.

Подставляя в уравнение значения интегралов, получим:

Но так как yц.тsin= hц.т, где hц.т —глубина погружения центра тяжести фигуры, то:
(2)
Выражение, заключенное в скобки, представляет собой давление в центре тяжести фигуры:

Следовательно, уравнение можно записать в виде:
(3)
Таким образом, сила гидростатического давления на плоскую фигуру равна гидростатическому давлению в центре тяжести ее, умноженному на величину площади этой фигуры. Определим центр давления, т. е. точку приложения силы давления Р.
Так как поверхностное давление Р0, передаваясь через жидкость равномерно распределяется по рассматриваемой площади, то точка приложения силы будет совпадать с центром тяжести фигуры. Если над свободной поверхностью жидкости давление атмосферное (Р0 =Ратм), то его учитывать не надо.
Давление, обусловленное весом жидкости, неравномерно распределяется по площади фигуры: чем глубже расположена точка фигуры, тем большее давление она испытывает. Поэтому точка приложения силы будет лежать ниже центра тяжести фигуры. Координату этой точки обозначим . Для ее нахождения воспользуемся известным положением теоретической механики: сумма моментов составляющих элементарных сил относительно оси ох равна моменту равнодействующей силы Р относительно той же оси ох, т. е.
так как
, то

Здесь значение интеграла представляет собой момент инерции фигуры относительно оси ох:
, а сила

Подставляя эти соотношения в уравнение, получим:
(4)
Формулу (4) можно преобразовать, воспользовавшись тем, что момент инерции Jх относительно произвольной оси ох равен:
(5)
где I0 — момент инерции площади фигуры относительно оси, проходящей через ее центр тяжести и параллельной оси ох; Yц.т.— координата центра тяжести фигуры (т. е. расстояние между осями).
С учетом (5), получим:
(6)
Центр давления от сил давления самой жидкости всегда расположен ниже центра тяжести на величину

и погружен на глубину:
(7)
где
— глубина погружения центра давления под поверхностью жидкости….

регулируемый гидропривод, в котором в процессе его эксплуатации скорость выходного звена гидродвигателя можно изменять по требуемому закону. В свою очередь регулирование может быть дроссельным (рис.1.2, б, г), объемным (рис.1.2, а), объемно-дроссельным или изменением скорости двигателя, приводящего в работу насос. Регулирование может быть ручным или автоматическим. В зависимости от задач регулирования гидропривод может быть стабилизированным, программным или следящим. Регулированию гидропривода будет посвящена отдельная лекция;нерегулируемый гидропривод, у которого нельзя изменять скорость движения выходного звена гидропередачи в процессе эксплуатации.

Ри.1.2. Варианты принципиальных схем гидроприводов: а – с объемным регулированием; б – с дроссельным регулированием; в – нерегулируемый; г – с дроссельным регулированием рабочего и холостого ходов
Объемное регулирование гидропривода.
В качестве регулируемых насосов и гидромоторов получили распространение роторно поршневые и пластинчатые гидромашины. Введем в рассмотрение безразмерный параметр е регулирования гидромашины, равный отношению текущего значения рабочего объема V’о к максимальному его значению V0, т.е. .
Регулирование изменением рабочего объема насоса заключается в плавном изменении спорости движения выходного звена гидродвигателя путем изменения параметра ен. Минимальное его значение соответствует минимальному рабочему объему V’он насоса и, следовательно, минимальной скорости выходного звена. Максимальная скорость последнего получается при ен = 1, т.е. при . При закрытом предохранительном клапане скорость выходного звена гидропривода определяется размерами машин, их объемными КПД и изменяется пропорционально параметру регулирования ен. При постоянном ен и увеличении нагрузки на выходном звене гидродвигателя скорость этого звена несколько убывает из-за влияния утечек в насосе и гидродвигателе. Однако ввиду того что объемные КПД современных гидромашин достаточно высоки, это уменьшение скорости выходного звена невелико.
Дроссельное регулирование гидропривода.
Принцип дроссельного регулирования заключается в том, что часть подачи left143510нерегулируемого насоса отводится через дроссель или клапан на слив, минуя гидродвигатель.
При дроссельном регулировании возможны два принципиально разных способа включения регулирующего дросселя: последовательно с гидродвигателем и параллельно гидродвигателю.
Классификация
а) с объемным регулированием;
б) с дроссельным регулированием; в) нерегулируемый; г) с дроссельным
регулированием рабочего и холостого ходов
При дроссельном регулировании применяют насосы постоянной подачи, а регулирование скорости выходного звена гидродвигателя осуществляют изменением утечек в гидролинии с помощью дросселя. Дроссель может быть установлен последовательно и параллельно гидродвигтаелю.
Последовательное включение дросселя:
Дроссель может быть установлен в напорной и сливной гидролинии (не влияет на хр-ку). Насос нерегулируемый, подача постоянна, давление создаваемое насосом, определяется настройкой переливного клапана (ПеК) и в процессе работы остается постоянным. Мощность насоса постоянна, независимо от нагрузки на выходном звене (перерасход энергии). SД- кольцевая площадь поршня (одинакова справа и слева).
Давления насоса: .
Мощность насоса: .
.
Расход через дроссель: .
Выразим: .

Завис-ть усилия на штоке от скорости движения штока ГЦ: при разном открытии дросселя.
– дроссель полностью закрыт,- дроссель полностью открыт.
– максимальная скорость движения штока ГЦ при полностью открытом дросселе.

Билет №3
Дисциплина: “ Детали машин и основы конструирования”…