Диапазон давлений

Как правило, он определяется минимальным и номинальным (максимальным) значениями. Под номинальным давлением понимают наибольшее мано­метрическое давление, при котором оборудование должно работать в течение ус­тановленного срока службы с сохранением параметров в пределах установленных норм.

Выбор оптимального рабочего давления сжатого воздуха для пневматических элементов и систем является одним из важнейших условий их эффективной экс­плуатации. Повышение уровня давления позволяет уменьшить размер силовых исполнительных устройств при неизменном развиваемом усилии, что в некоторых случаях имеет решающее значение. Однако при повышении давления увеличива­ется расход сжатого воздуха и возрастает шум.

В 1978 году международная система стандартов (СИ) определила Паскаль (Па) как единицу измерения давления: 1Па = 1 Н/м² =1 кг/м-с²; 10⁵Па = 0,1 МПа = 1 бар.

Соотношение между единицами измерения давления даны в таблице 2.2.

Различают следующие виды давления (рисунок 2.2) [15]:

1) атмосферное (барометрическое);

2) абсолютное давление (давление в сравнении с абсолютным вакуумом,
принятым за 0);

3) дифференциальное давление (давление которое является разницей между
двумя значениями абсолютного давления);

4) избыточное давление (превышение над атмосферным, которое для него
принимается за 0);

5) вакуумметрическое давление (ниже атмосферного, которое для него при­нимается за 0);

6) давление потока (динамическое давление в расходном устройстве при
проходе воздуха);

7) давление подпора (давление в линии питания, когда нет потребления воз­
духа).

При температуре 20°С атмосферное или абсолютное давление

р_а = 1,013 бар = 0,1013 МПа.

Рисунок 2.2 — Диаграммное представление давлений

Таблица 2.2 - Соотношение между единицами измерения давления

При движении воздуха различают два вида давления: статическое £>_ст и дина­мическое р _дин.

Общее давление р_общ = р_ст + р _дин.

Зная скорость потока воздуха, динамическое давление (Н/м²) можно опреде­лить с помощью выражения

р _дин = ρV²/2. (2.1)

где ρ = 1,29 кг/м² – плотность воздуха при 0°С и 101,3 кПа [26]; V – скорость пото­ка, м/с (при 20°С и 101,3 кПа плотность ρ = 1,99 кг/м³).

В таблице 2.3 приведены значения плотности воздуха при различных давле­ниях и температуре.

Таблица 2.3 - Плотность р воздуха при различных давлениях и температурах

На основании опыта эксплуатации и технических характеристик пневматиче­ских элементов рекомендуются следующие значения на входе: для приводов и систем механизации различного технического оборудования - 0,7... 1,0 МПа и выше, если размер исполнительного механизма играет решающую роль в получе­нии необходимого для реализации техпроцесса рабочего усилия; для пневматиче- ских систем автоматического управления приводами - 0,4...0,6 МПа; для форсу­нок, обдувочных сопел, пескоструйных аппаратов, краскораспылителей, распу­шающих устройств - 0,2...0,4 МПа.

При значительном количестве потребителей сжатого воздуха с разным уров­нем давления целесообразно иметь сети высокого (0,7... 1,0 МПа и выше) и низко­го (0,2...0,6 МПа) давлений, что дает экономию энергетических затрат на произ­водство сжатого воздуха.

Для получения разных уровней давления предназначены специальные бата­реи регуляторов давления типа LRB-K (Фесто) с одним входным давлением р] и несколькими выходными р₂ (от 2 до 5).

Представителем данного вида устройств для подготовки сжатого воздуха яв­ляется представленная на рисунке 2.3 батарея регуляторов типа LRB-1/4-D-7-0-K4-MINI, имеющая присоединительные отверстия GV4, серии D, с диапазоном регули­рования давления от 0,05 до 0,7 МПа (от 5 до 7 bar), без манометра (0), насчиты­вающая 4 регулятора и имеющая минимальные размерные параметры (монтажная ширина 40 мм).

Каждый входящий в состав батареи регулятор давления (рисунок 2.3, б) име­ет два входных отверстия Р(1) и два выходных Р(2), причем вторые расположены на передней и задней стенках сборного корпуса 10 (верхняя, надмембранная часть - из алюминия; нижняя - из цинка).

Настройка требуемой величины давления осуществляется с помощью махо­вика 6 из полиацетала с винтом 8, при вращении которых происходит перемеще­ние вдоль оси регулятора зафиксированной от проворота гайки 7, вызывающей изменение напряженного состояния пружины 9 и перемещение мембраны 11 с центральным перепускным отверстием 4 и штока 13 с чашечным клапаном, в ре­зультате чего происходит изменение величины зазора между клапаном и седлом 2 в сборном корпусе 10 регулятора.

При увеличении давления р₂ в выходном канале Р(2) сжатый воздух через от­верстие 12 в сборном корпусе 10 поступает под мембрану 11, вызывая ее прогиб в направлении сжатия пружины 9. Мембрана отрывается от штока 13, в результате чего открывается центральное отверстие 4 и избыточное давление в канале Р(2) сбрасывается через него и выхлопное отверстие 5 в атмосферу.

Пружиной 15 шток 13 с клапаном вновь поджимается к мембране, перекры­вая центральное отверстие 4 и уменьшая зазор между клапаном и седлом 2, что приводит к уменьшению давления р₂ в канале Р(2) до требуемой настроенной ве­личины.

Уменьшение давления в канале Р(2) ниже требуемого приводит к перемеще­нию штока 13 с клапаном в сторону увеличения зазора между клапаном и седлом 2, а следовательно, к восстановлению заданного давления на выходе регулятора.

Осевое расположение штока 13 с клапаном обеспечивается двумя направ­ляющими: верхней, в виде отверстия в корпусе 10, и нижней 1 в виде пальца, за­прессованного в крышку 15 из поликарбоната и снабженного кольцевой манжетой, предотвращающей поступление сжатого воздуха из канала Р(1) в полость чашеч­ного клапана, соединенную отверстием 14 в его донышке с центральной полостью корпуса.

Встроенный обратный клапан 3 обеспечивает быстрый выхлоп воздуха из ра­бочей магистрали во входной канал Р(1).

Объединение регуляторов в батарею осуществляется с помощью соедини­тельных наборов, состоящих из верхней 13 и нижней 15 частей (рисунок 2.3, д), охватывающих головки фиксаторов 12, ввернутых в корпусы регуляторов, и стя­гиваемых между собой винтами 3.

Предотвращение несанкционированного изменения давления, способного вы­вести из строя технологическое оборудование и снижающего безопасность обслуживания обеспечивается с помощью навесных 4 или встроенных в маховик 10 замков.

Используемые для батарейного монтажа регуляторы давления имеют два ис­полнения - MINI и MIDI, отличающиеся размерными параметрами проходных сечений и расходными характеристиками - от 1600 до 3800 л/мин, соответственно, и обеспечивающие изменение давления на выходе в диапазонах 0,05...0,7 МПа и 0,05... 1,2 МПа при входном давлении p_t = 1,6 МПа и температуре окружающей среды от -10° до +60° С.

Для снабжения потребителей сжатого воздуха давлением свыше 0,8 МПа обычно применяют индивидуальные компрессоры или усилители давления [32].

При выборе давления необходимо принимать во внимание возможные его колебания в питающей пневмосети предприятия при одновременном подключении большого числа потребителей и потери давления при транспортировании воздуха по трубопроводу от компрессорной до потребителя. В правильно построенных пневмосетях предприятий колебания давления обычно не превышают 0,05 МПа, а потери давления составляют 5...10% от рабочего давления.

Пневмоаппараты низкого давления общепромышленного назначения рас­
считаны в основном на номинальное давление 0,63 и 1,0 МПа. Для пневматиче­
ских устройств высокого давления минимальное давление составляет
0,05...0,35МПа[36]. |

Чтобы следить за давлением в сети, задается максимальное и минимальное значение давления (диапазон давления). Если давление выходит за эти пределы, срабатывает встроенный в систему датчик давления, что предотвращает выход из строя оборудования и травмирование персонала.

По стандарту ISO 4399 принят следующий ряд давлений: 0,25; 0,63; 1,0; 1,6; 4,0; 10,0 МПа и т.д.

Проектируя сети питания пневмоприводов следует знать, какие потери дав­ления можно ожидать. Чем длиннее трубопроводы, тем больше потери давления до точки отбора воздуха потребителем. Главным образом потери вызваны шерохо­ватостью стенок трубы и изменяющейся скоростью потока.

Представленная на рисунке 2.4 номограмма позволяет быстро подсчитать по­тери давления в зависимости от длины трубы и ее диаметра.

Обычно клапаны, фитинги, изгибы трубы и т.п. увеличивают сопротивление потоку. Чтобы учесть влияние этих элементов на потери давления, их представ­ляют в виде участков трубы эквивалентной длины, которые прибавляются к ес­тественной длине трубы до того, как графическим методом определяют ее диа­метр.

Эквивалентные длины трубопровода показаны на рисунке 2.5.

Пример 1. В трубопроводе с внутренним диаметром 23 мм будут установле­ны: 2 шаровых крана, 4 уголка, 1 переходник и 2 тройника. Какую эквивалентную длину нужно добавить к длине магистрального трубопровода?

Решение: Используя рисунок 2.5, подсчитываем эквивалентную длину:

L_экв = 2·0,3 + 4·1,5 + 1·0,6 + 2·2,0 = 11,2 м.

Пример 2. Определить, какие потери давления будут иметь место при про­хождении сжатого воздуха по трубе длиной 200 мм с внутренним диаметром 40 мм при объемном расходе равном 6 л/с и давлении 0,7 МПа.

Решение: Выполнив на номограмме (рисунок 2.4) переходы с 1 по 7, на 8 пе­реходе получим потерю давления Δр = 0,00034 МПа.

Для проточного пневмоэлемента расходная характеристика определяет коли­чество (массу или объем) воздуха, проходящего через него в единицу времени в зависимости от величины и соотношения давлений на входе и выходе элемента.

Расходная характеристика является одним из основных параметров, опреде­ляющих быстродействие и величину потерь давления в пневмосистемах.

Параметром, задающим расходную характеристику, является пропускная способность к„ представляющая собой расход жидкости, м³/ч, с плотностью, равной 1000 кг/м³, при перепаде давле­ния на пневмоэлементе 0,098 МПа (ГОСТ 14691-69).

Зарубежные фирмы задают расход­ную характеристику параметрами c_v и ƒ _v, которые являются аналогами пропускной способности k_v, но выражены вамериканской и британской системах единиц соответственно. Соотношения между k_v, c_v, и ƒ _v приведены на рисунке 2.6 [32]. На этом рисунке: S (мм²) – эк­вивалентное сечение;

Q_п (н-л/мин) – нормальный объемный расход; Рис. 2.6 – Соотношения между

k_v (н-л/мин) –коэффициент; KV (н-м³ /мин) – параметрами расходных

коэф­фициент. характеристик

В соответствии с ГОСТ 14768-69

, (2.2)

где Q_в - объемный расход воды, м³/час; Δр - перепад давления, Па.

Существуют следующие зависимости между пропускной способностью к _v, перепадом давления и объемным расходом воздуха, приведенным к нормальным условиям, т.е. к температуре 293 К (20°С) и давлению 101325 Па:

для подкритического режима течения

; (2.3)

для надкритического режима течения

Q = ck_vр₁/2, (2.4)

где р₁ и р₂ – абсолютное давление сжатого воздуха соответственно на входе и вы­ходе, Па; с – постоянная (с = 4,7 при Q в м³/мин и k_v в м³/час; с = 284 при Q и k_v в л/мин).

При изменении температуры на 10°С ошибка расчетов объемного расхода Q не превышает 2%.

Данный способ определения расходной характеристики позволяет находить любую величину из четырех Q, k_v, р₁, р₂ . Например, на практике часто возникает задача определения падения давления (р₁ – р₂) на пневмоэлементе при заданных давлениях р₂ на выходе и расходе Q. Если известно k_v элемента, то

. (2.5)

Другой типовой задачей является выбор пневмоэлемента, например, распре­делителя, с требуемой пропускной способностью, если известны Q, p₁ и р₂.

В этом случае определяют

, (2-6)

и выбирают пневмоэлемент с требуемым значением k_v.

Пропускная способность k_v пневмоцепи, состоящей из проточных элементов (участков), каждый из которых характеризуется пропускной способностью k_vi (i = 1 ,2,...п), определяются следующим образом:

при параллельном соединении

k_v = k_v1 + k_v2 +... + k_vn; (2.7)

при последовательном соединении

1/k²_v = 1/k²_v1 + 1/ k²_v2 +... + 1/k²_v4. (2.8)

При расчетах пневматических элементов расходную характеристику выра­жают также через эффективную площадь проходного сечения пневмоэлемента

ƒ_э = μ ƒ, (2.9)

где μ – коэффициент расхода пневмоэлемента (пневмоаппарата); ƒ – геометриче­ская площадь проходного сечения, м².

Для гладкого трубопровода

ƒ_{э л} = μ _т · ƒ_т,

где μ _т – коэффициент расхода трубопровода, который можно найти по графику на рисунке 2.7 в зависимости от коэффициента сопротивления [36]

ξ = λ _np l _т /(2d _т ), (2.10)

где l _т - длина трубопровода; d _т- внутренний диаметр трубы; λ_пр = 0,01... 0,04 – приведенный коэффициент трения, зависящий от шероховатости стенок, диаметра

Рисунок 2.7 — Зависимость коэффициента расхода μ от

коэффициента сопротивления трубопровода:

а - для малых значений ξ; б - для больших значений ζ

Эффективную площадь проходного сечения пневмоэлемента можно полу­
чить, зная приведенный к нормальным условиям объемный расход воздуха Q
(м³/мин):

, (2.11)

где р₁ и р₂ – абсолютное давление на входе и выходе пневмоэлемента (Па); (p(p₂/pi) - расходная функция, значения которой приведены рисунке 2.8 (р₂/р₁ =σ – безразмерное давление). Числовой коэффициент в вы­ражении для f _э определен при допущении, что темпе­ратура на входе в пневмоэлемент равна 293 К (20°С). -При изменении температуры на 10°С погрешность расчетов не превышает 2%.

Если при работе пневмоэлемента отношение p₂ /p₁

изменяется в широких пределах, то для умень­шения

погрешности расчетов с использованием рас­ходной Рисунок 2.8 – Расходная

функции φ(p₂ /p₁) данного вида рекомендуется вводить функция φ(σ)

поправочный коэффициент 0,95, т.е.

. (2.12)

где Q _max – наибольшее при данном р₁ значение расхода (соответствующее надкри­тическому режиму течения); φ(р₂ /р₁) = 0,2588 (см. рисунок 2.8).

Выражения для определения эффективной площади /_э проходного сечения цепи последовательно и параллельно соединенных элементов аналогичны при­веденным выше выражениям для пропускной способности k_v. Пропускная спо­собность (м³/ч) и эффективная площадь (м²) связаны между собой выражением [36]

(2.13)

Для наиболее часто используемых в составе пневмоприводов цилиндров од­ностороннего и двустороннего действия расход воздуха, приведенного к нормаль­ным условиям, определяется с помощью выражений:

для цилиндра одностороннего действия с бесштоковой рабочей полостью

; (2.14)

для цилиндра двустороннего действия

. (2.15)

где D – диаметр цилиндра; D_ш – диаметр штока; S – ход поршня; p_м – минималь­ное абсолютное давление в магистрали; р_а – атмосферное давление; п_д – число двойных ходов.

Расход воздуха для пневматиче­ских цилиндров может быть опреде­лен через удельное потребление воз­духа т_уд, которое представляет собой массу воздуха, подаваемого в ци­линдр для того, чтобы поршень со­вершил ход 1 мм. Эта величина зави­сит от рабочего давления и диаметра цилиндра и ее можно определить с помощью диаграмм, представленных на рисунке 2.9. Удельная масса возду­ха показана в функции рабочего дав­ления и диаметра поршня при темпе­ратуре Т =20°С = const.

Для двойного хода поршня мас­совый расход [15]

М=2S·m_уд. (2.16)

где S – ход поршня, мм; т_уд – удель­ный массовый расход воздуха, кг/мм хода.

После того, как определена масса потребляемого воздуха, можно под­считать

Рисунок 2.9 – Диаграммы для объемный стандартный рас­ход для двойного

определения потребления воз- хода поршня ци­линдра, используя выражение

Поиск по сайту: