Влияние потока жидкости на статические и динамические характеристики торцового уплотнения
Принцип работы и существующие конструкции торцовых уплотнений, влияние потока жидкости на их статические и динамические характеристики. Поиск деформации колец торцового уплотнения. Течение жидкости в торцовом дросселе с учетом движения стенок канала.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | дипломная работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 28.12.2012 |
| Размер файла | 1,9 M |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Содержание
- Введение
- 1. Обзор существующих конструкций уплотнений
- Торцовые уплотнения. Типы и область применения
- Схема и принцип работы торцового уплотнения
- Обзор силовых и тепловых деформаций, возникающих в торцовых уплотнениях
- Выводы
- 2. Влияние тепловых и силовых деформаций на работу механического торцового уплотнения
- Проблемы, возникающие при эксплуатации уплотнений
- Определение контактного давления в торцовой паре
- Расчет теплового состояния уплотнения
- Расчёт деформаций торцового уплотнения
- Выводы
- 3. Гидродинамические характеристики торцового дросселя
- Математическая модель торцового дросселя
- Граничные условия для скоростей и давления
- Распределение давления в торцовой щели и определение расхода
- Силы и моменты, действующие со стороны жидкости на стенки торцового дросселя
- Определение полного расхода и его анализ
- Выводы
- 4. Динамический расчет торцового уплотнения
- Уравнение динамики
- Осевые и угловые колебания кольца, упруго закрепленного в корпусе
- Осевые и угловые колебания аксиально подвижного кольца, вращающегося вместе с валом
- Выводы
- 5. Расчет торцового уплотнения вала ПЭ 380-185
- Исходные данные
- Определение температурных и силовых деформаций колец торцового уплотнения
- Расчет гидродинамических характеристик торцового уплотнения
- Динамический расчет торцового уплотнения
- 6. Охрана труда
- Общие положения
- Анализ естественного освещения
- Анализ искусственного освещения
- Вентиляция
- Выводы
- Список литературы
Введение
Одной из важнейших проблем развития машиностроения в различных отраслях современной технологии является проблема создания надежных уплотнений. Такое положение обусловлено, с одной стороны, большими уплотняемыми давлениями, окружными скоростями, температурами, с другой стороны - очень жесткими требованиями к герметичности и надежности, которые повышаются с ростом параметров. Уже сейчас уровень уплотнительной техники часто определяет не только тип насоса или компрессора, но и оказывает решающее влияние на выбор конструкции и технологии уникальных технических систем. Многие эффективные технологические системы остаются не реализованными из-за отсутствия уплотнений роторов, обеспечивающих требуемую герметичность в сложных условиях эксплуатации [17].
Сложной и чрезвычайно важной для роторных машин является проблема герметизации ротора, прежде всего в местах его выхода из корпуса. Особую актуальность эта проблема приобретает в связи с неотложными проблемами защиты окружающей среды, ведь через уплотнения роторов теряется огромное количество перекачиваемых продуктов, которые одновременно загрязняют окружающую среду. По некоторым данным около 60% выбросов в атмосферу составляют неконтролируемые утечки через уплотнения. Достаточно отметить, что даже для агрессивных жидкостей нормальными считаются утечки через одно уплотнение на уровне 0,5…2,0 литра в час, что за год составляет несколько тонн перекачиваемой среды [2]. Эти утечки требуют обезвреживания и утилизации, что связано с большими дополнительными затратами. Учитывая количество насосов, которые работают во всех отраслях промышленности, легко представить значение уплотнений не только для сохранности окружающей среды, но и для повышения экономической эффективности разнообразных производств.
Растущие требования приводят к усложнению конструкций уплотнений, и они превращаются в сложные гидромеханические системы, стоимость которых сравнима со стоимостью самой машины. С ростом давлений увеличиваются осевые габаритные размеры уплотнений: в некоторых случаях они составляют более половины длины ротора.
Пока уплотнения остаются самыми ненадежными узлами роторных машин. По данным обследований ряда насосов и компрессоров от 40 до 80% отказов происходит из-за уплотнений, причем количество отказов растет по мере увеличения параметров машин [17].
В настоящее время торцовые уплотнения находят все более широкое применение благодаря неоспоримым преимуществам и хорошо развитой производственной инфраструктуре. Они отличаются такими важными качествами, как длительный срок службы, высокая герметичность и долговечность. Однако и торцовые уплотнения имеют свои недостатки, которые необходимо устранять.
При эксплуатации механических торцовых уплотнений уплотнительные кольца испытывают нагрузки, обусловленные давлением рабочей среды и силами от действия упругих элементов уплотнения. Теплота, выделяющаяся в паре трения, вызывает неравномерный нагрев уплотнительных колец, в результате чего в них возникают температурные напряжения. Эти негативные факторы приводят к деформациям уплотнительных колец, нарушающих плоскостность контактных поверхностей. Изменение плоскостности ведет к перераспределению гидравлического давления в торцовой щели. В результате возникает опасность раскрытия уплотнительного стыка либо неравномерного нагружения его, вызывающая большие утечки уплотняемой среды, перегрев и повышенный износ пары трения.
Поэтому целью данной работы является исследовать влияние потока жидкости на статические и динамические характеристики торцового уплотнения.
Задачи:
1) рассмотреть принцип работы и существующие конструкции торцовых уплотнений.
2) найти деформации колец торцового уплотнения аналитически и численно.
3) исследовать течение жидкости в торцовом дросселе с учетом движения стенок канала.
4) определить выражения для нахождения сил и моментов, которые действуют на кольца торцового уплотнения.
5) рассмотреть осевые колебания подвижного кольца. Найти выражения для нахождения амплитудно- и фазово-частотных характеристик и областей устойчивости.
6) рассмотреть угловые колебания подвижного кольца. Найти выражения для нахождения амплитудно- и фазово-частотных характеристик и областей устойчивости.
торцовое уплотнение поток жидкость
1. Обзор существующих конструкций уплотнений
Торцовые уплотнения. Типы и область применения
Торцовые уплотнения удовлетворительно работают в предельно тяжелых условиях по температуре (от - 200 до +450°С и выше при охлаждении), скорости скольжения в парах трения (от 0 до 100 м/с и более), по агрессивности (концентрированные кислоты, щелочи, радиоактивные среды) и по абразивности сред (грунтовые, пенковые, глинистые и т.п.), их изготовляют на валы любого размера (от нескольких миллиметров до 1500 мм и более в диаметре). Они отличаются большой долговечностью и обладают высокой герметичностью [2]. Следует отметить также, что торцовые уплотнения работают удовлетворительно при сравнительно больших радиальных биениях вала и сравнительно мало чувствительны к смещению вала относительно корпуса машины.
Они широко используются в технике, где предотвращают утечку шарикоподшипников и попадание к ним воды и грязи. В области транспорта эксплуатируются миллионы торцовых уплотнений. Эти уплотнения обеспечивают герметичность коленчатых валов и водяных насосов, ротационных бензонасосов, коробок передач, гидротрансформаторов и гидродинамических тормозов тяжелых грузов автомобилей.
Энергетика и насосостроение - еще одна область использования торцовых уплотнений. Особенно широко торцовые герметизаторы используются на нефтеперерабатывающих и химических аппаратах: они уплотняют валы мешалок, испарителей и смесителей каландров, подогреваемых паром, центрифуг, вентиляторов и насосов, работающих на различных средах. В самолетах и ракетных двигателях с помощью торцовых уплотнений герметизируют валы газовых турбин, турбокомпрессоров, гидроагрегатов и насосов подачи топлива лителя и др. [10].
Область применения торцовых уплотнений непрерывно расширяется, чему во многом способствует появление новых износостойких материалов (угле- и пирографитов, силицированных графитов, металлокерамических сплавов и т.д.), а также использование гидродинамического и термогидродинамического расклинивания пар трения.
Независимо от области применения уплотнения должны удовлетворять следующим основным требованием:
1. Обладать максимально возможной герметичностью.
2. Иметь необходимый ресурс работы, т.е. износ должен быть минимальным.
3. Быть надёжными, т.е. в период нормальной работы техническое обслуживание и ремонт должны отсутствовать.
4. Потери мощности на трение и тепловыделение должны быть минимальными.
5. Геометрические размеры уплотнения должны быть минимальными.
6. Быть экономичными и иметь минимальную стоимость.
Поиск компромисса между этими часто противоположными требованиями привел к появлению на практике различных типов и компоновочных схем торцовых уплотнений. Это объясняется тем, что не все требования можно реализовать в одной конструкции. Поэтому при разработке или подборе уплотнения, прежде всего, учитываются эксплуатационные факторы и соотношения между ними. Кроме того, на эффективность работы уплотнения, наряду с геометрическими размерами и схемой компоновки, оказывают степень гидравлической разгрузки поверхности трения от осевых сил; скорость скольжения; шероховатость и параллельность контактных поверхностей; температура уплотняемой жидкости и контактных поверхностей, а также её изменение со временем; форма уплотняемого зазора, зависящая от силовых деформаций поверхности трения в процессе работы; уплотняемая среда, её смазывающие свойства, теплопроводность; режим трения, вибрации, нагревы или охлаждение, радиальное биение, а также другие конструктивные и эксплуатационные факторы, причем решающее значение имеет возможность отвода тепла от поверхности трения.
Торцовые уплотнения классифицируют по конструктивным особенностям упругих элементов. Эти элементы определяют не только внешний вид, но и динамику уплотнений. К ним относят пружины с уплотнительными кольцами, сильфоны и мембраны с пружинами или без них. Упругие элементы (на рисунке условно обозначены прямоугольниками с диагоналями) бывают вращающиеся и неподвижные (рисунок 0. 1).
а) б)
Рисунок 0. 1 - Торцовые уплотнения с вращающимся (а) и неподвижным (б) упругими элементами
Уплотнения различаются ещё по двум важным признакам:
1) способ подвода уплотняемой среды (рисунок 0. 2) (уплотнения с внешним и внутренним подводом);
2) степень разгрузки (рисунок 0. 3) (уплотнения разгруженные и неразгруженные).
а) б)
Рисунок 0. 2 - Уплотнения с внутренним а) и внешним б) подводом
Степень разгрузки уплотнения характеризуется отношением удельного давления в зазоре пары трения к внутреннему давлению масла в камере уплотнения или коэффициентом гидравлической нагрузки k, который равен отношению площади гидравлического нагружения к площади поверхности контакта соответственно (рисунок 0. 3). В гидравлически неразгруженном уплотнении коэффициент , в разгруженном - k < 1. Обычно коэффициент гидравлической нагрузки находится в пределах . При уменьшении коэффициента k повышается сопротивляемость термической перегрузке, однако увеличивается и опасность раскрытия стыка уплотнительных поверхностей [3].
а) б)
Рисунок 0. 3 - Степень разгрузки уплотнения:
а) - гидравлически разгруженное уплотнение;
б) - гидравлически неразгруженное уплотнение
В зависимости от формы выполнения контактных поверхностей пар трения и механизма образования жидкостного трения среди торцовых уплотнений можно выделить контактные и бесконтактные.
Контактные торцовые уплотнения (рисунок 0. 4) обладают высокой герметичностью (как правило, работают с капельной утечкой), так как герметизация осуществляется за счет непосредственного контакта уплотняющих поверхностей вращающейся детали ротора и невращающейся втулки, и режим трения в контакте граничный или полужидкостный. Вследствие этого имеют место быстрый износ, повышенная чувствительность к изменению условий работы, к силовым и температурным деформациям, ограничения по окружным скоростям и уплотняемым давлениям. Чаще всего одна из деталей, образующих уплотнительную щель, изготовлена из графита, а другая - из металла или керамики. Для компенсации износа уплотнительных поверхностей и осевой подвижности вала одно из колец делается подвижным в осевом направлении и одной или несколькими пружинами к другому кольцу. В качестве вторичного уплотнения используются резиновые кольца, фторопластовые манжеты или сильфоны. Используются также устройства, препятствующие повороту одного кольца относительно корпуса и другого кольца относительно вала. Из-за трения в зоне контакта, приводящего к возникновению высокой температуры, торцовые контактные уплотнения имеют ограничение по скорости скольжения примерно в 100 м/с.
Рисунок 0. 4 - Контактное торцовое уплотнение
Постоянно повышающиеся требования к надежности, герметичности и массе уплотнений обусловливают интерес к торцовым уплотнениям с газовой и жидкостной смазкой или торцовым бесконтактным уплотнениям. Они характеризуются наличием гарантированного зазора между уплотняющими поверхностями. Поэтому уплотнения работают с постоянной утечкой, но почти без износа. Эти уплотнения практически не имеют ограничений по окружной скорости, а уплотняемые давления ограничиваются лишь допустимыми утечками и силовыми деформациями.
Для образования гарантированной газовой пленки в зазоре торцового уплотнения были созданы газостатические и газодинамические камеры, что привело к разделению бесконтактных торцовых уплотнений на гидродинамические и гидростатические.
Эти уплотнения применяют при высоких перепадах давлений и скоростях скольжения, а также при герметизации сред с плохими смазывающими свойствами (газы, кипящие и криогенные жидкости). Гидродинамические и гидростатические уплотнения успешно эксплуатируют при перепаде давлений до 28 МПа, скорости скольжения до 185 м/с на валах диаметром до 1500 мм. Бесконтактные торцовые уплотнения используют в турбонасосах высокого давления ЖРД, компрессорах авиационных двигателей, циркуляционных насосах АЭС, питательных насосах энергетических систем, турбинах гидроэлектроустановок и других машинах.
Для поддержания бесконтактного режима работы уплотнений слой жидкостной или газовой среды в зазоре между уплотнительными поверхностями должен выдерживать сжимающие нагрузки, т.е. иметь гидромеханическую жесткость.
В гидродинамических уплотнениях для расклинивания пары трения используется энергия движения уплотнительных поверхностей. При отсутствии вращения эти поверхности находятся в плотном контакте, исключающем утечки. При вращении поверхности разделяются тонким жидкостным слоем и возникают ограниченные утечки. В гидродинамических уплотнениях (рисунок 0. 5) разделение поверхностей пары трения и восприятие сжимающих нагрузок осуществляется силами, возникающими в результате нагнетания жидкости в сужающуюся часть зазора под действием сил трения.
Участки зазора, сужающиеся в направлении скорости скольжения, создаются путем нанесения на уплотнительные поверхности канавок, карманов или ступеней. Используют также уплотнения, в которых неравномерность зазора в направлении скорости скольжения образуется в процессе работы в результате силовых или температурных деформаций.
Уплотнения, в которых гидродинамические силы возникают вследствие температурных деформаций, называют термогидродинамическими (рисунок 0. 6). Если нет вращения, поверхности пары трения плоские. При вращении вследствие трения уплотнительные кольца нагреваются, причем неравномерно. Наиболее сильно нагреваются участки колец, расположенные в промежутках между канавками или проточками, охлаждаемыми рабочей средой. В результате неравномерного нагрева плоскостность уплотнительных поверхностей нарушается, и образуются участки зазора с сужающимся профилем. Эти участки работают аналогично подшипникам скольжения. Термогидродинамические уплотнения по сложности процессов, протекающих в паре трения, а также по значениям зазора и утечкам занимают промежуточное положение между контактными и гидродинамическими уплотнениями.
Гидростатические торцовые уплотнения (рисунок 0. 7) можно определить как уплотнения, аксиально подвижный элемент (разгрузочный диск с ротором) которых уравновешивается силами давления уплотняемой или буферной среды и внешней осевой нагрузкой на ротор при наперед заданной величине торцового зазора.
В них жидкостная смазка обеспечивается за счет перепада давлений. В гидростатических уплотнениях отсутствие контактов и утечки имеют место независимо от того, вращается вал или нет. Жидкостная (газовая) смазка пары трения создается при последовательном прохождении жидкости (газа) через два дросселя: входной и выходной. В качестве входного дросселя используют отверстия, пористые вставки, капилляры, участки уплотнительной щели. В процессе работы под действием внешних нагрузок, например, смыкающих уплотнительные кольца, уменьшается высота зазора, увеличивается сопротивление выходного дросселя, а, следовательно, давление и гидростатическая сила в зазоре, предотвращающая дальнейшее сближение и контакты уплотнительных колец.
Рисунок 0. 5 - Специальное гидродинамическое уплотнение высокопроизводительного генератора с масляным охлаждением
Рисунок 0. 6 - Торцовое уплотнение термогидродинамического действия
Рисунок 0. 7 - Гидростатическое уплотнение турбокомпрессора фирмы "Рато" (Франция)
Гидростатические уплотнения можно применять в качестве жидкостных и газовых затворов (барьеров), разделяющих две среды. Для разделения этих сред в уплотнение подается затворная жидкость или газ от внешнего источника давления. Уплотнения с питанием от внешнего источника давления применяют также с целью увеличения гидростатической жесткости при особо высоких требованиях к надежности уплотнительного узла. Кроме того, эти уплотнения используют в условиях, когда в зависимости от режима работы машины давление к уплотнению может быть подведено как со стороны внутреннего, так и со стороны наружного диаметра уплотнительной пары.
Важными факторами, определяющими конструктивные особенности уплотнения, являются: диаметр и частота вращения вала, его биение и возможные смещения, допускаемые габариты уплотнения, условия его сборки и разборки при необходимости замены. Выбор конструкции торцового уплотнения в значительной степени определяется физико-химическими свойствами среды, для которой предназначено уплотнение: ее агрегатным состоянием (газ, жидкость), давлением, температурой, вязкостью, содержанием взвешенных твердых частиц и солей, химической агрессивностью, воспламеняемостью (при нагреве, в контакте с атмосферой), степенью опасности воздействия на людей и окружающую среду.
По условиям работы можно выделить четыре группы торцовых уплотнений:
1) уплотнения для химически неагрессивных и слабоагрессивных сред (масел, нефтепродуктов, воды);
2) уплотнения для химически агрессивных сред (кислот, щелочей, растворов солей, паров, газов и различных технологических сред химической, нефтехимической, нефтеперерабатывающей и других отраслей промышленности);
3) уплотнения для сред с большим содержанием твердых частиц и включений (сред, перекачиваемых грунтовыми, песковыми, химическими, фекальными насосами и насосами для бумажной массы на горно-обогатительных комбинатах, в угольных шахтах, в строительной, химической и бумажной промышленности);
4) специальные уплотнения [13].
Для характеристики напряженности условий работы торцовых уплотнений принят параметр, представляющий собой произведение давления р рабочей среды на среднюю окружную скорость скольжения V в паре трения.
Схема и принцип работы торцового уплотнения
Механическое торцовое уплотнение (рисунок 0. 8) имеет неподвижное 2 и вращающееся аксиально подвижное 3 уплотнительные кольца из износостойкого материала, закрепленные в обоймах 1 и 5. Предварительное контактное давление между кольцами обеспечивается силой сжатия пружины 6, а затем увеличивается за счет силы давления уплотняемой жидкости. Зазор между валом и аксиально-подвижным кольцом 3 герметизируется вторичным уплотнением 4; крутящий момент, необходимый для преодоления трения на торцовых контактных поверхностях, передается от вала на вращающееся кольцо через поводковое устройство: штифт 7 и обойма кольца 5 с продольным пазом [12].
Рисунок 0. 8 - Торцовое механическое уплотнение
Герметизация осуществляется за счёт прижатия торцовых поверхностей неподвижного 2 и вращающегося 3 колец. С увеличением контактного давления герметичность повышается, однако при этом увеличиваются потери мощности на трение, в результате чего повышается износ трущихся поверхностей, их нагрев. Таким образом, работоспособность уплотнения определяется, прежде всего, контактным давлением и физическими процессами на контактирующих и вращающихся относительно друг друга торцовых поверхностей.
Обзор силовых и тепловых деформаций, возникающих в торцовых уплотнениях
Потребности различных отраслей промышленности в машинах на более высокие параметры непрерывно возрастают, и для удовлетворения этих потребностей необходимо изменять параметры уплотнительных колец.
В рабочих условиях уплотнительные кольца испытывают нагрузки, обусловленные давлением рабочей среды и силами от действия упругих элементов уплотнения. Кроме них на форму зазора существенно влияет неравномерный нагрев колец, трение в зазоре уплотнения.
Силовые и температурные нагрузки вызывают деформации уплотнительных колец, нарушающие плоскостность контактных поверхностей. Изменение плоскостности ведет к перераспределению гидравлического давления в торцовой щели, что приводит к изменению сил и моментов. В результате возникает опасность раскрытия уплотнительного стыка либо неравномерного нагружения его, вызывающего утечки, перегрев и повышенный износ пары трения.
В процессе приработки и эксплуатационного износа утечка уменьшается, пока не достигнет постоянной величины, соответствующей величине при плоскопараллельном зазоре. Процесс приработки в торцовых уплотнениях может длиться от нескольких минут до нескольких месяцев. Его продолжительность зависит главным образом от величины деформации, износостойкости материалов и нагрузки. Для получения постоянной минимальной утечки необходимо свести к минимуму искажение формы уплотнительного зазора.
Ширина кольца контакта имеет особое значение, так как она не только входит непосредственно во все уравнения расчета деформаций, но и косвенно влияет на образование и отвод теплоты. При изменении формы уплотнительного зазора, обусловленной в основном тепловым воздействием, утечку и фрикционные потери можно ограничить изменением коэффициентов теплопроводности материалов пары трения.
Выводы
1. Проблема создания надежных и герметичных уплотнений является одной из важнейших проблем развития машиностроения в различных отраслях современной технологии.
2. Среди всех видов уплотнений в наибольшей степени требованиям развивающей техники удовлетворяют механические торцовые уплотнения, область применения которых непрерывно расширяется. Они наиболее полно обеспечивают надежность и герметичность, отличаются большой долговечностью, поэтому их совершенствование имеет большое практическое значение.
3. Торцовые уплотнения работают удовлетворительно при сравнительно больших радиальных биениях вала и сравнительно мало чувствительны к смещению вала относительно корпуса машины.
4. Различные отрасли современной промышленности в машинах требуют более высоких показателей скорости, подачи, давления, что в свою очередь приводит к температурным и силовым нагрузкам, нарушающих плоскостность контактных поверхностей. Изменение плоскостности ведет к перераспределению гидравлического давления в торцовой щели, что приводит к изменению сил и моментов. В связи с этим возникает ряд нерассмотренных задач, связанных с деформациями уплотнительных колец:
1) рассмотреть принцип работы и существующие конструкции торцовых уплотнений.
2) найти деформации колец торцового уплотнения аналитически и численно.
3) исследовать течение жидкости в торцовом дросселе с учетом движения стенок канала.
4) определить выражения для нахождения сил и моментов, которые действуют на кольца торцового уплотнения.
5) рассмотреть осевые колебания подвижного кольца. Найти выражения для нахождения амплитудно- и фазово-частотных характеристик и областей устойчивости.
6) рассмотреть угловые колебания подвижного кольца. Найти выражения для нахождения амплитудно- и фазово-частотных характеристик и областей устойчивости.
2. Влияние тепловых и силовых деформаций на работу механического торцового уплотнения
Проблемы, возникающие при эксплуатации уплотнений
В настоящее время механические торцовые уплотнения находят все более широкое применение благодаря таким важным качествам как герметичность и долговечность. Работоспособность уплотнения определяется, прежде всего, контактным давлением и физическими процессами на контактирующих и вращающихся относительно друг друга торцовых поверхностях.
При эксплуатации торцовых уплотнений наблюдается неравномерный износ контактных поверхностей. К этому приводит деформация поперечного сечения кольца. С одной стороны деформация кольца вызывается изменением температуры по длине кольца, с другой стороны деформация зависит от действия радиальных и осевых сил, обусловленных действием давления уплотняющей среды.
Подбором размеров кольца следует добиваться уравновешивания температурных деформаций силовыми деформациями до такой степени, чтобы раскрытие в верхней части уплотнительных колец было минимальным. При этом износ контактных поверхностей и протечки будут минимальными.
Определение контактного давления в торцовой паре
Условие осевого равновесия аксиально-подвижного кольца торцового уплотнения (рисунок 0. 1) имеет вид
|
, |
(0. 1) |
где - сила упругого элемента; - сила, обусловленная гидростатическим давлением в торцовом зазоре; - сила контактного давления ; Fт - сила трения по вторичному уплотнению, препятствующая смещению аксиально-подвижного кольца в ту или другую сторону; - осевая сила давления, прижимающая аксиально-подвижное кольцо к опорной поверхности .
Рисунок 0. 1 - Схема сил, действующих на аксиально подвижное кольцо механического торцового уплотнения
Контактное давление в торцовой паре будем определять по формуле:
|
, |
(0. 2) |
где - контактная площадь.
Средний зазор между шероховатыми поверхностями при наличии пятен контакта ( МПа) можно оценивать по формуле
|
, , |
(0. 3) |
где - коэффициенты полноты или гладкости; в большинстве случаев для торцовых уплотнений [11, 141]. Индексы 1, 2 относятся соответственно к поверхностям аксиально-подвижного и опорного колец. При больших контактных давлениях, когда наблюдается взаимное проникновение неровностей, более точные значения для зазоров дает формула
|
. |
(0. 4) |
Если пренебречь разностью , то для режима граничного трения при из формулы (0. 2) следует , т.е. коэффициент нагрузки равен отношению среднего контактного давления к уплотняемому.
Вычисление протечек и потерь мощности на трение
На протечки через гидравлически зазор в механических торцовых уплотнениях, работающих в оптимальном режиме граничной смазки, оказывает существенное влияние окружная скорость вращающегося кольца:
|
, |
(0. 5) |
Коэффициент зависит от средней окружной скорости . Сила трения на торцовых поверхностях равна , а потери мощности на трение:
|
, |
(0. 6) |
Для режима жидкостной смазки коэффициент трения определяется выражением:
|
, |
(0. 7) |
а потери мощности на трение
|
. |
(0. 8) |
В режиме граничной смазки коэффициент трения определяют лишь экспериментально для каждой пары материалов и условий работы.
Суммарная мощность, затрачиваемая на работу уплотнений, увеличивается за счет потерь, связанных с протечками жидкости , и за счет потерь на дисковое трение. Если протечки отводят часть тепла от контактных поверхностей, то дисковые потери повышают температуру жидкости в камере уплотнения и тем самым увеличивают общую тепловую напряженность узла. Мощность жидкостного трения торцовой и цилиндрической вращающихся поверхностей выразим через коэффициенты дискового трения:
|
, , |
(0. 9) |
где , - радиус и длина цилиндра, , - наружный и внутренний радиусы диска, - плотность жидкости, и - коэффициенты дискового трения.
Коэффициенты трения для диска в кожухе меньше, чем для свободного диска, так как ядро жидкости между диском и кожухом вращается с частотой, примерно в два раза меньшей, чем частота вращения диска. Соответственно при наличии кожуха меньше градиент скорости и силы трения. При малой ширине торцовой камеры, когда пограничные слои на диске и кожухе смыкаются, потери на трение увеличиваются с уменьшением зазора.
Расчет теплового состояния уплотнения
Мощность трения в уплотняющем зазоре преобразуется в тепло, которое через контактные торцовые поверхности распространяется по уплотнительным кольцам, создавая неравномерное температурное поле. Нагрев контактных поверхностей приводит к изменению механических и физических характеристик материалов трущихся тел и разделяющего их слоя уплотняемой жидкости, а также к температурным деформациям колец, нарушающим равномерность контакта в паре трения. Чрезмерный нагрев приводит к испарению жидкостного слоя и резкому повышению коэффициента трения, температуры и изнашивания или к термическому растрескиванию колец и потере герметичности.
Чтобы в конструкции обеспечить условия, при которых температуры и деформации не превышали бы допустимых значений, определим максимальные температуру в паре трения и температурные деформации колец.
Расчет теплового состояния основывается на уравнениях теплового баланса, причем из равенства суммарного потока тепла, выделяемого при работе уплотнения, и конвективного отвода от его корпуса (рисунок 0. 2) определяется средняя температура жидкости в камере уплотнения [12, 144].
Рисунок 0. 2 - Тепловые потоки в уплотнении
Уравнение теплового баланса имеет вид
|
, |
(0. 10) |
где потери мощности уплотняющих поверхностей
|
, |
(0. 11) |
Дисковые потери на трения, состоящие из потерь мощности на трение на торцовых поверхностях и потери мощности на трение на цилиндрических поверхностях . Мощность жидкостного трения торцовой и цилиндрической вращающихся поверхностей выразим через коэффициенты дискового трения:
|
, |
(0. 12) |
|
|
. |
(0. 13) |
- коэффициент дискового трения, зависящий от числа .
Теплоотвод от корпуса
|
, |
(0. 14) |
Теплоотвод за счет протечки через уплотнение
|
. |
(0. 15) |
Здесь - приведенная площадь корпуса уплотнения, от которой происходит теплоотдача во внешнюю среду, - коэффициент теплоотдачи, - удельная теплоемкость уплотняемой жидкости, - приращение ее температуры за счет отводимого тепла, - температура жидкости внутри корпуса уплотнения, - температура внешней среды.
Для ориентировочной оценки температуры на торцовых контактных поверхностях примем в качестве расчетной модели колец полые цилиндры (рисунок 0. 3) с равномерно распределенным на контактной поверхности тепловым потоком и постоянными по длине коэффициентами теплоотдачи цилиндрических поверхностей, омываемых уплотняемой жидкостью или внешней средой.
Рисунок 0. 3 - Модель отдельного кольца
Рассмотрим осредненную по толщине цилиндра температуру . Изменение температуры вдоль кольца описывается дифференциальным уравнением
|
, |
(0. 16) |
при граничных условиях: : , : , где , , - температура окружающей среды, - коэффициент теплопроводности материала кольца, - коэффициент теплопередачи от поверхности кольца, - периметр поверхности кольца, на которой происходит теплоотдача, - площадь поперечного сечения кольца.
Решение уравнения (0. 16) дает следующий закон изменения температуры вдоль кольца:
|
, |
(0. 17) |
причем снижение температуры по длине обусловлено теплоотдачей в окружающую среду. В реальных уплотнениях кольца на различных участках поверхности соприкасаются с различной средой или выполнены составными из материалов с различными коэффициентами теплопроводности, поэтому расчетную схему можно представить в виде цилиндров с различными коэффициентами теплоотдачи и температурами среды на отдельных участках поверхности (рисунок 0. 4).
Рисунок 0. 4 - Расчетная схема аксиально-подвижного (А) и опорного (В) колец
При этом полная теплоотдача каждого кольца состоит из суммы теплоотдач отдельных участков:
|
, , |
(0. 18) |
где первый индекс относится к номеру кольца, а второй характеризует окружающую для данного участка среду: 1 - уплотняемая жидкость с температурой , 2 - внешняя среда (воздух) с температурой .
Эти слагаемые вычисляются с учетом соответствующих значений параметров:
|
, , , , , , |
(0. 19) |
для участков, соприкасающихся с уплотняемой жидкостью, , с внешней средой - , - температура в контакте колец.
С учетом теплоотвода через тыльные торцовые поверхности, соответствующие длины нужно несколько увеличить:
|
, . |
(0. 20) |
Подставив выражения (0. 18) в уравнение теплового баланса, получим
|
. |
(0. 21) |
Откуда
|
, |
(0. 22) |
где коэффициенты и характеризуют теплоотдачу в уплотняемую жидкость и окружающую среду соответственно:
|
, , где , . |
(0. 23) |
Коэффициенты теплоотдачи цилиндрических поверхностей, необходимые для оценки теплового состояния, выражаются через числа Нуссельта: для свободного цилиндра и цилиндра, вращающегося внутри неподвижного цилиндрического кожуха с зазором , соответствующие коэффициенты равны
|
, , |
(0. 24) |
где согласно полуэмпирической формуле Дропкина и Карми
|
, |
(0. 25) |
а для теплоотвода в зазор, когда свободной конвекцией можно пренебречь
|
. |
(0. 26) |
Критерии Грасгофа и Прандтля
|
, , |
(0. 27) |
где , выражаются через следующие характеристики среды: - коэффициент объемного теплового расширения, 1/°С, - коэффициент теплопроводности, Вт/ (м2°С), - удельная теплоемкость, Дж/ (кгсС), - кинематический, м2/с, и - динамический, Н/ (м2с), коэффициенты вязкости, - ускорение силы тяжести, м/с2; t и t2 - средние температуры теплоотдающей поверхности и окружающей среды,°С. Коэффициент потерь на трение цилиндрической поверхности для Re2 > 1500 равен
|
, , , |
(0. 28) |
- радиус вращающегося цилиндра, - радиальный зазор между вращающимся и неподвижным цилиндрами. Критерий Грасгофа характеризует конвективный теплообмен за счет архимедовых подъемных сил, обусловленных различием плотностей в отдельных точках неизотермического потока из-за теплового расширения. Критерий Прандтля представляет собой отношение турбулентного переноса импульсов за счет внутреннего трения к турбулентному переносу тепла за счет теплопроводности [11].
Чтобы сделать более наглядным влияние отдельных параметров на тепловое состояние колец, формулы (0. 23) с учетом (0. 24) представим в виде:
|
, , |
(0. 29) |
|
|
, , |
(0. 30) |
где и - коэффициенты теплопроводности уплотняемой жидкости и внешней среды (воздуха). Отношение теплоотдачи в воздух и жидкость, входящее в формулу (0. 22) , с учетом того, что , , принимает вид
|
, |
(0. 31) |
Так как коэффициент теплопроводности и число Нуссельта воздуха значительно меньше, чем жидкости, во многих случаях отношением в формуле (0. 22) можно пренебречь по сравнению с единицей и для оценки температуры в паре трения пользоваться упрощенной формулой
|
. |
(0. 32) |
Из формулы (0. 22) видно, что для снижения температуры в паре трения необходимо уменьшать потери мощности на трение и увеличивать суммарный теплоотвод за счет интенсификации переноса тепла (увеличения чисел Нуссельта), увеличения коэффициентов теплопередачи и поперечных сечений колец.
Расчёт деформаций торцового уплотнения
Тепловые деформации колец
Температурные деформации колец являются следствием трения в зазоре уплотнения и неравномерного нагревания колец:
|
, |
(0. 33) |
где - момент, обусловленный изменением температуры по длине кольца. Уменьшения температурного момента можно достичь, используя составные кольца: контактное кольцо из антифрикционного материала с низким модулем упругости и коэффициентом линейного расширения крепится в стальном бандажном кольце.
Для кольца, показанного на рисунок 0. 5, поворот сечения вследствие температурных деформаций происходит против часовой стрелки, следовательно, температурный момент положителен Mt > 0.
Рисунок 0. 5 - К расчету деформаций кольца
Если сечение кольца близко к прямоугольной форме (, ), то , , и при постоянном по сечению модуле упругости и коэффициенте линейного расширения температурная составляющая угла поворота сечения с учетом выражения для распределения температуры по длине кольца
|
. |
(0. 34) |
Силовые деформации поворота сечения кольца
Для расчёта перемещений, возникающих в кольцах под действием давления рабочей жидкости (рисунок 0. 5), а также радиальных и осевых сил, равномерно распределённых по окружности, применима теория осесимметричной деформации Бицено, которая основана на следующих допущениях:
а) форма поперечного сечения кольца неизменна - при нагружении сечение лишь перемещается и поворачивается в своей плоскости;
б) напряжённое состояние в любой точке кольца одноосное [1, 450].
В теории осесимметричной деформации сравнительно легко вычислить угол поворота кольца:
|
, |
(0. 35) |
где ус - радиус центра тяжести сечения, - момент инерции сечения относительно оси Оу, проходящей через центр тяжести и перпендикулярной оси кольца, Е - модуль упругости материала кольца, - момент сил относительно оси Оу, обусловленных неравномерностью полей давлений (рисунок 0. 6), состоит из момента Mr. относительно оси Оу радиальных сил давления и - момента осевых сил давления.
Рисунок 0. 6 - Схема поворота сечения уплотнительного кольца под действием момента сил
Момент относительно оси Оу радиальных сил давления, действующих на цилиндрическую поверхность с радиусом и длиной , получим, если просуммируем моменты проекций элементарных сил давления на плоскость: .
Суммарный момент по двум цилиндрическим поверхностям равен
|
. |
(0. 36) |
Момент осевых сил:
|
. |
(0. 37) |
Таким образом, модуль момента осевых сил тем больше, чем больше коэффициент нагрузки отличается от единицы. Для уменьшения момента радиальных сил необходимо подбирать кольцо так, чтобы смещение основной радиальной нагрузки относительно центра тяжести сечения было минимальным. Суммарные деформации торцового уплотнения. Суммарный угол поворота сечения определяется алгебраической суммой моментов или алгебраической суммой соответствующих составляющих угла поворота:
|
. |
(0. 38) |
Благодаря этому возможности уменьшения суммарных деформаций колец расширяются: температурные деформации можно компенсировать силовыми. По суммарному углу поворота сечения можно определить смещение внешних точек контактной поверхности относительно внутренних:
|
. |
(0. 39) |
На основании многолетнего опыта разработки и эксплуатации торцовых уплотнений в самых различных условиях рекомендуется в качестве предельно допустимого значения принимать [11, 152]. Положительным смещениям соответствует раскрытие торцового зазора со стороны большего радиуса контактной поверхности.
Выводы
1. Значительное влияние на работу торцового уплотнения оказывают силовые и температурные деформации, которые зависят от геометрической формы уплотнительных колец, мощности потерь на трение и условий теплоотвода.
2. Температурные деформации колец, являющиеся следствием трения в зазоре уплотнения и неравномерного нагревания колец, находим, выполнив тепловой расчет, основной задачей которого является оценка максимальной температуры в паре трения и температурных деформаций колец. Необходимо обеспечить такие условия, при которых температура и деформации не превышали бы допустимых значений. Для данного уплотнения температурные деформации (2.30) для аксиально подвижного кольца положительные и не превышают допустимого значения. Для неподвижного кольца температурные деформации пренебрежимо малы.
3. Силовые деформации, возникающие в кольцах под действием радиальных и осевых сил, обусловленных давлением рабочей жидкости (2.32), находим, применяя теорию осесимметричной деформации Бицено. Для данного примера эти деформации положительны для неподвижного кольца и отрицательные для аксиально подвижного кольца.
4. Результирующее изменение формы торцового зазора определяется суммарными деформациями (2.36), которые не превышают допустимого значения .
3. Гидродинамические характеристики торцового дросселя
Математическая модель торцового дросселя
Рассмотрим обобщенную теоретическую модель течения жидкости через торцовый дроссель, образованный уплотняющими поверхностями торцового бесконтактного уплотнения. Для определения основных гидродинамических характеристик торцовых дросселей, а именно расхода жидкости, сил и моментов, действующих со стороны жидкости на торцовые поверхности, необходимо найти распределение давления жидкости в торцовой щели. Давление жидкости обусловлено, прежде всего, статическим перепадом давления, который вызывает основное напорное течение жидкости вдоль радиуса. Движение стенок канала вызывает дополнительный окружной поток и поток вытеснения, что, следовательно, приводит к возникновению гидродинамического давления. В механических торцовых уплотнениях зазор и расход малы, следовательно, режим течения жидкости ламинарный.
Модель механического уплотнения, состоящего из неподвижного кольца 2 и аксиально подвижного кольца 1, имеющего свободу угловых и осевых перемещений, а также вращающегося с частотой , представлена на рисунок 0. 1
Рисунок 0. 1 - Схема торцового бесконтактного уплотнения
Торцовая пара образует торцовый дроссель, разделяющий полости с давлением - на внешнем радиусе и давлением - на внутреннем .
Торцовый дроссель ограничен аксиально подвижным и неподвижным кольцами (рисунок 0. 2). Введем неподвижную систему координат , ось которой совпадает с осью вращения вала. Для удобства дальнейшего решения задачи введем дополнительную неподвижную цилиндрическую систему координат . При решении задачи течения жидкости в торцовом дросселе граничные условия для скоростей будут зависеть от геометрии торцового дросселя и от скорости движения поверхности, образующей торцовый дроссель. Геометрия торцового дросселя определяется относительным положением поверхности кольца. Торцовый зазор с координатами можно представить как .
Для описания относительного движения поверхности кольца необходимо определить вектор скорости относительно неподвижной системы координат . Для нахождения , а также описания кинематики движения поверхностей рассмотрим движение одного кольца по отношению к неподвижной системе координат (рисунок 0. 2).
Подвижное кольцо уплотнения имеет три степени свободы - совершает сложное движение, состоящее из осевого перемещения относительно оси и двух угловых перемещений кольца относительно двух других взаимно перпендикулярных осей , . Малыми радиальными перемещениями и скоростями пренебрегаем. Радиальные перемещения не изменяют форму канала, а влияние радиальной скорости стенки пренебрежимо мало по сравнению с радиальной скоростью основного напорного течения. Выберем систему , связанную с центром кольца, но не участвующую в его вращении и угловых перемещениях. Ее положение в неподвижной системе координат определяется осевым перемещением . Введем систему , жестко связанную с кольцом. Положение этой системы по отношению к системе определяется углами поворота относительно осей (), () и ().
Рисунок 0. 2 - Кинематическая модель движения подвижного кольца
Введем полный перекос кольца и систему , которая не участвует во вращении кольца относительно оси (рисунок 0. 3). Система прецессирует относительно системы координат , причем ось всегда лежит в плоскости , а ось направлена к точке мгновенной максимальной толщины пленки - это линия максимального перекоса. Тогда поворот подвижной системы относительно , вызванный перекосом кольца, можно представить как полный перекос кольца - поворот относительно оси , положение которой определяется углом ().
Задача сводится к рассмотрению течения жидкости в торцовом дросселе, обусловленного внешним перепадом давлением () (напорного течения) и относительным движением поверхностей, образующих торцовую щель: вращением с частотой , осевым перемещением относительно оси и угловыми перекосами относительно осей () и ().
Рисунок 0. 3 - К определению текущего зазора
Граничные условия для скоростей и давления
Данная задача изотермического течения жидкости в торцовом зазоре описывается уравнением движения радиального потока и уравнением неразрывности, которые замыкаются граничными условиями для давления и скоростей [5, 17]. Определим составляющие скоростей движения поверхности.
Расстояние от плоскости неподвижной системы координат до уплотняющей поверхности торцового дросселя (рисунок 0. 3) можно представить в виде:
|
, |
(0. 1) |
где - среднее расстояние, без учета перекоса и конусности, которое определяется расстоянием от плоскости до центра подвижной системы координат ;
- изменение расстояния вследствие перекоса кольца (),
- изменение расстояния по радиусу кольца из-за конусности поверхности ().
Изменение расстояния, обусловленное прекосом , представим как
.
Изменение расстояния, обусловленное конусностью поверхности кольца,
.
При работе в реальных уплотнениях углы перекоса и конусности малы. Учитывая это расстояние от плоскости неподвижной системы координат до любой точки поверхности кольца с координатами () в неподвижной системе координат можно определить как:
|
. |
(0.2) |
Средний зазор, без учета конусности и перекоса: ,
где - начальное расстояние от центра кольца до плоскости , - смещение центра кольца по оси в неподвижной системе координат.
Тогда высота зазора между уплотняющими поверхностями:
|
Ъ. |
(0. 3) |
Для решения задачи течения жидкости в торцовом дросселе необходимо уточнить граничные условия для скоростей на поверхности , , . Значение скорости на вращающейся поверхности можно получить, рассматривая скорость в любой точке, как сумму переносной и относительной скоростей.
|
. |
(0. 4) |
Введем обозначения , и - орты осей неподвижной декартовой системы координат и , и - орты неподвижной цилиндрической системы координат . Переносная скорость центра подвижной системы координат в неподвижной системе координат :
|
. |
(0. 5) |
Найдем проекции скоростей на оси неподвижной системы координат (рисунок 0. 2, рисунок 0. 4). Учитывая, что при малых угловых перемещениях , , , , получим:
,
,
.
Вектор, определяющий положение точки на поверхности в системе координат :
,
где.
Рисунок 0. 4 - Составляющие угловых скоростей
Граничные условия для скорости течения жидкости в зазоре следующие:
|
при, - окружная скорость, - осевая скорость, - радиальная скорость. |
(0. 6) |
Граничные условия для давления без учета местных потерь:
|
при - , при - . |
(0. 7) |
Распределение давления в торцовой щели и определение расхода
Для решения задачи о течении жидкости в торцовом дросселе примем следующие допущения:
1) жидкость несжимаема и имеет свойства ньютоновской;
2) массовые силы пренебрежимо малы по сравнению с силами инерции;
3) рассматриваем изотермическое течение, следовательно, можно считать, что динамическая вязкость и плотность - величины постоянные;
4) так как величина торцового зазора (несколько микрометров) по сравнению с шириной торцовой щели мала, можно принять, что изменения составляющей скорости течения в направлении оси и ее производные пренебрежимо малы;
5) давление по высоте зазора примем постоянным, так что , таким образом давление является функцией двух координат ;
6) для случая преобладающего основного радиального напорного течения для короткой щели () пренебрегаем изменением гидростатического давления по окружности, Т.о. ;
7) скорость слоя жидкости на поверхности дросселя равна скорости движения этой поверхности.
Для нахождения гидродинамических характеристик торцового уплотнения воспользуемся осредненным уравнением движения и уравнением неразрывности:
|
(0. 8) |
где,
,
Рассмотрим баланс элементарного расхода жидкости вдоль радиуса. Из уравнения неразрывности системы (0. 8) следует:
|
. |
(0. 9) |
Радиальный элементарный расход можно представить как сумму
,
где - постоянная составляющая расхода, величина которого будет определена в дальнейшем, - составляющая элементарного расхода потока вытеснения при осевых колебаниях кольца, - составляющая элементарного расхода потока вытеснения при угловых колебаниях кольца.
Подставляя в осредненное уравнение движения системы (0. 8) полученное выражение для расхода (0. 9) , имеем:
|
. |
(0. 10) |
Интегрируя полученное выражение (0. 10) , получим выражение для определения давления жидкости в зазоре:
|
, |
(0. 11) |
где, , , - функции радиуса и окружной координаты , и - неизвестные постоянные
Постоянные интегрирования определим, используя граничные условия для давления (0. 7):
|
при - , при - . |
Отсюда
|
, |
||
|
. |
С учетом постоянных интегрирования выражение для полного распределения давления жидкости в зазоре:
|
(0. 12) |
Суммарный элементарный расход жидкости в радиальном направлении (0. 9) можно представить в виде:
|
, |
(0. 13) |
|
|
где - элементарный расход напорного течения, обусловленный перепадом давления на торцовой щели, - элементарный расход потока вытеснения, обусловленного осевыми колебаниями стенок канала, - элементарный расход потока вытеснения, обусловленного угловыми колебаниями стенок канала. |
Текущий зазор (0. 3) можно представить как:
,
где,
- суммарная конусность и перекос поверхн...
Подобные документы
Порядок разработки и практическая апробация измерителя скорости потока жидкости, предназначенного для контроля ее расхода в закрытых и открытых системах циркуляции. Проектирование структурной схемы и выбор элементной базы устройства, оценка погрешности.
курсовая работа [223,2 K], добавлен 15.05.2009Причины движения жидкости, его виды. Свойства потока при плавно изменяющемся движении. Гидротрансформаторы: устройство и применение. Устройство и рабочий процесс гидротрансформатора. Вальные насосы: виды потерь, снижение неравномерности подачи жидкости.
контрольная работа [2,3 M], добавлен 03.01.2013Расчет внутреннего диаметра трубопровода, скорость движения жидкости. Коэффициент гидравлического трения, зависящий от режима движения жидкости. Определение величины потерь. Расчет потребного напора. Построение рабочей характеристики насосной установки.
контрольная работа [187,7 K], добавлен 04.11.2013Анализ существующих конструкций центробежных насосов для перекачки воды отечественного и зарубежного производства. Расчет проточного канала рабочего колеса, вала центробежного насоса, на прочность винтовых пружин. Силовой расчет торцового уплотнения.
курсовая работа [1,1 M], добавлен 07.11.2014Установление закономерности уплотнения и деформации пористой порошковой заготовки при ее горячей штамповке в жесткой матрице. Обобщение способов горячего квазиизостатического прессования порошковых материалов. Процесс прессования порошковых заготовок.
лабораторная работа [143,7 K], добавлен 19.06.2012Единицы измерения давления, основное уравнение гидростатики, параметры сжимаемости жидкости, уравнение Бернулли. Расход жидкости при истечении через отверстие или насадку, режимы движения жидкости. Гидравлические цилиндры, насосы, распределители, баки.
тест [525,3 K], добавлен 20.11.2009Сила давления жидкости на плоскую стенку и цилиндрические поверхности. Виды и режимы движения жидкости в гидроприводе. Элементы и принцип работы роторных гидромашин. Назначение и дросельное регулирование гидрораспределителей, виды гидроусилителей.
шпаргалка [24,5 K], добавлен 17.12.2010Устройство и принцип работы гидропривода станка. Расчет расходов в магистралях с учетом утечек жидкости. Выбор гидроаппаратуры и гидролиний. Определение производительности насоса, потерь давления на участках гидросистемы, толщины стенок трубопровода.
курсовая работа [819,5 K], добавлен 19.10.2014Автоматические промышленные средства испытаний изделий на прочность и надежность при воздействии линейных ускорений. Анализ влияния факторов на измерение. Статические и динамические характеристики приборов. Применение управляющих ЭВМ при испытаниях.
курсовая работа [1,5 M], добавлен 10.01.2013Принцип работы и назначение гомогенизатора клапанного типа, эффективность его действия. Давление гомогенизации как характерный показатель ее режима. Порядок расчета гидродинамических параметров потока жидкости и технических характеристик гомогенизатора.
курсовая работа [997,5 K], добавлен 24.07.2009Принцип действия и схема привода автокрана. Определение мощности гидропривода, насоса, внутреннего диаметра гидролиний, скоростей движения жидкости. Выбор гидроаппаратуры, кондиционеров рабочей жидкости. Расчет гидромоторов, потерь давления в гидролиниях.
курсовая работа [479,5 K], добавлен 19.10.2009Типовые статические нагрузки, уравнения движения электропривода. Составление кинематических схем. Механическая часть электропривода как объект управления, проектирования и исследования, динамические нагрузки. Условия работы механического оборудования.
курсовая работа [1,6 M], добавлен 22.09.2009Общие элементы уплотнений различных типов. Рабочая, окружающая и разделительная среда. Уплотнительные элементы и уплотнительные устройства, используемые для герметизации соединений. Основные факторы, которые влияют на работоспособность уплотнения.
лекция [53,3 K], добавлен 24.12.2013Принцип действия и схема объемного гидропривода бульдозера. Определение мощности привода, насоса, внутреннего диаметра гидролиний, скоростей движения жидкости. Выбор гидроаппаратуры, кондиционеров рабочей жидкости. Расчет гидромоторов и гидроцилиндров.
курсовая работа [473,2 K], добавлен 19.10.2009Шаговые двигатели, их преимущества и недостатки, статические и динамические характеристики. Двигатели с переменным магнитным сопротивлением. Различные способы управления фазами. Зависимость момента от угла поворота ротора для одной запитанной обмотки.
курсовая работа [995,1 K], добавлен 07.03.2015Общие сведения об устройствах получения информации о процессе. Структура информационной системы предприятия. Основные понятия об измерении. Обобщенная схема информационно-измерительной системы. Статические и динамические характеристики преобразователей.
презентация [321,9 K], добавлен 22.07.2015Эксплуатация газовых скважин, методы и средства диагностики проблем, возникающих из-за скопления жидкости. Образование конуса обводнения; источник жидкости; измерение давления по стволу скважины как способ определения уровня жидкости в лифтовой колонне.
реферат [424,9 K], добавлен 17.05.2013Уравнение Бернулли для струйки идеальной жидкости. Внутреннее трение в жидкости. Изменение и приращение кинетической энергии. Типы объемных гидроприводов по виду движения и их определение. Принципиальные и полуконструктивные схемы гидроаппаратов.
контрольная работа [264,8 K], добавлен 30.11.2010Расчет показателей процесса одномерной установившейся фильтрации несжимаемой жидкости в однородной пористой среде. Схема плоскорадиального потока, основные характеристики: давление по пласту, объемная скорость фильтрации, запасы нефти в элементе пласта.
курсовая работа [708,4 K], добавлен 25.04.2014Понятие оптимальных скоростей движения жидкости в гидролиниях. Особенности выбора жидкости для гидросистем. Методика расчета простых и разветвленных гидролиний, а также их параллельных соединений. Специфика построения напорной и пьезометрической линий.
курсовая работа [2,2 M], добавлен 21.01.2010
