Список рекомендуемой литературы

1 Голубятников В.А., Шувалов В.В. Автоматизация производственных процессов в химической промышленности. -М .: Химия, 1985. – 352 с.

2 Грищенко А.З. Автоматическое управление в производстве химических волокон. – М.: Химия. 295 с.

3 Основы автоматизации технологических процессов пищевых производств / Под ред. В.А. Соколова. – М.: Легкая и пищевая промышленность, 1983.  400 с.

4 Автоматика и автоматизация систем теплогазоснабжения и вентиляции: Учеб. для ВУЗов /А.А. Калмаков и др. – М.: Стройиздат , 1986. – 279 с.

5 Прусенко В.С. Пневматические системы автоматического регулирования технологических процессов. – М.: Машиностроение, 1987. – 360 с.

6 Наладка средств автоматизации и автоматических систем регулирования: Справочное пособие / Под ред. А.С. Клюева – М.: Энергоиздат, 1989. – 368 с.

7 Коновалов Л.И., Петелин Д.П. Элементы и системы автоматики. – М.: Высшая школа, 1985. – 216 с.

8 Емельянов А.И., Емельянов В.А. Исполнительные устройства промышленных регуляторов. – М.: Машиностроение, 1985. – 225 с. .

9 Промышленные приборы и средства автоматизации. Справочник / В.Я. Баранов и др. Под общей ред. В.В.Черенкова – Л.: Машиностроение, 1987. – 347 с.

10 СТП СМК 4.2.3-01-2011.Общие требования и правила оформления учебных текстовых документов. –Могилев: УО «МГУП», 2011. – 49 с.

Приложение

Пример 1. Расчет РО для регулирования расхода воды

Данные для расчета:

среда – вода;

максимальный объемный расход Q макс= 140 м ³/ч;

перепад давлений при максимальном расчетном расходе Рро = 1,6 МПа;

температура Т = 90 ºС;

плотность ρ = 1 г/см³;

абсолютное давление насыщенных паров при 90 ºС Рнщ =0,07 МПа;

кинематическая вязкость при 90 ºС ν = 0,00328 см²/с.

РАСЧЕТ

1 Определяем максимальную пропускную способность:

Кν макс = Qмакс √ρ/(10∆Рро)= 140√1/16= 35 м ³/ч.

2. Предварительно по таблице 5 выбираем двухседельный РО, имеющий Dу = 50 мм и Кυy = 40 ≈ 1,2 К υ макс = 42 м³/ч.

3 Определяем число Рейнольдса по формуле:

Rey = 3540 Qмакс/νDy = 3540∙140/0,00328∙50 = 3∙10

4 Так как Rey> 2000, то влияние вязкости на расход не учитываем и выбранный РО проверяем на возможность возникновения кавитации.

ζ = 25,4F²y/ К² υy = 25,4∙3,14²∙5 /(4 ∙ 40) ² = 6,12.

5 По кривой 1 на рисунке 5 находим коэффициент кавитации Ккав = 0,51.

6 Определяем перепад давления, при котором возникает кавитация:

∆Ркав = Ккав( Р1 – Р нщ) = 0,51 (1,8-0,07) = 0,88 МПа.

7 Заданный перепад давлений ∆Рро больше ∆Ркав, следовательно, выбранный РО будет работать в кавитационном режиме и не обеспечит заданного расхода жидкости. Если по условиям технологического процесса невозможно снизить ∆Рродо ∆Ркав или увеличить ∆Ркавдо ∆Рро, то необходимо выбрать ближайший больший РО, для которого снова определяется ζ, Ккав и ∆Ркав. В данном случае выбираем двухседельный РО с D = 80 мм и Кυy = 63 м ³/ч, для которого

ζ = 25,4F²y/ К² υy = 25,4∙3,14²∙ 8 /(16 ∙ 63) ² = 16,2.

По кривой 3 на рисунке 5 определяем коэффициент кавитации, соответствующий максимальному расходу, Ккав.макс = 0,52.

Тогда

∆Ркав.макс = Ккав.макс (Р1- Р нщ) = 0,52 (1,8- 0,07) = 0,9 МПа.

8 Определяем максимальную пропускную способность:

К ν макс = Qмакс√ρ/(10∆Ркав.макс)= 140√1/9 = 46,7.

Так как 1,2 К ν макс = 46,7 ∙ 1,2 = 56 м ³/ч меньше Кυy = 63 м ³/ч, то вновь выбранный РО обеспечит заданный максимальный расход в условиях кавитации и выбор РО по пропускной способности считается законченным.

Таблица 5 Условная пропускная способность РО

Диаметр условного прохода, мм	Условная пропускная способность Кυy, м ³/ч, в зависимости от типа РО и его условного давления, МПа
	Односедельные			Двухседельные
	1,6	4,0	6,4	1,6	4,0	6,4	10,0	16,0
25 40 50 65 80 100 125 150 200 250 300	8 20 32 50 80 125 200 320 500 -- --	8 20 32 50 80 125 200 320 500 -- --	8 20 32 50 80 125 200 320 500 -- --	10 25 40 63 100 160 250 400 630 1000 1600	10 25 40 63 100 160 250 400 630 1000 1600	10 25 40 63 100 160 250 400 630 1000 1600	10 25 40 63 100 160 250 400 630 1000 1600	10 25 40 63 100 160 250 400 630 1000 1600

Рисунок 5 Зависимость коэффициента кавитации Ккави Ккав.макс от ζу.

Пример 2. Выбор и расчет РО для регулирования расхода пара

Данные для расчета:

среда – пар;

максимальный расход пара Gмакс= 10000 кг/ч;

минимальный расход пара Gмин =3000 кг/ч;

давление пара в магистрали Ро = 0,5 МПа;

температура пара Т = 210 ºС;

внутренний диаметр паропровода D = 250 мм;

перепад на РО ∆Рро = 0,38 МПа.

РАСЧЕТ

1 По таблицам водяного пара при Ро = 0,5 МПа и Т = 210 ºС находим:

динамическая вязкость ή = 1,68 10 кгс/м²;

показатель адиабаты χ = 1,31;

плотность пара ρ = 2,25 кг/м³.

2 Так как ∆Рро/Ро> 0,5, то находим максимальную пропускную способность РО:

К ν макс = Qмакс /74√ρпар Ро = 10000/74√2,25 ∙ 0,5 = 127 м ³/ч,

где - ρпар = 2,25 кг/м³; Ро= 0,5 МПа.

3 Выбираем двухседельный РО с условной пропускной способностью

Кυy= 160 м ³/ч > 1,2К ν макс = 152 м ³/ч с Dу = 100 мм по таблице 1.

4 Определяем отношение перепада давления в линии к перепаду давления на РО при максимальном расходе:

∆Рл / ∆Рро = 0,0036/0,3764 ≈ 0

5 Так как по условию расходная характеристика должна быть линейной, то при n = 0 следует выбрать РО с линейной пропускной характеристикой.

6 Определяем максимальный расход для выбранного РО:

Qмакс= Qмакс Кυy / К ν макс = 10000 ∙160/127 = 12600 кг/ч.

7 Определяем относительные значения расходов:

µмакс = 10000/12600 = 0,79; µмин =3000/12600 = 0,24

8 Определяем диапазон перемещений затвора РО с линейной характеристикой при n = 0:

ΔS = 0,79 – 0,24 = 0,55

Пример 3. Выбор и расчет мембранного исполнительного механизма

Данные для расчёта:

перестановочное усилие в конце прямого хода штока Nсп.п =220 кгс;

перестановочное усилие в конце обратного хода штока Nсп.о =30 кгс;

условный ход штока Sу =10 мм;

давление питания исполнительного механизма pпит= 2,5 кгс/см²;

давление в рабочей полости, при котором начинается движение штока ненагруженного исполнительного механизма pн = 0,2 кгс/см²;

давление в рабочей полости, при котором шток ненагруженного исполнительного механизма совершит ход, равный Sу, pк = 1 кгс/см².

РАСЧЕТ

1 Определяем предварительное значение эффективной площади мембраны:

Fэ = k Nсп.п / pпит– pк = 1.05 ∙220 / 2.5-1 = 154 см².

где k – коэффициент, учитывающий жесткость мембраны и трение штока в направляющих; k = 1,03 ÷ 1,05, причем большее значение принимается для меньших значений Nпс.

2 Задаемся отношением β = D1/D, которое для стандартных исполнительных механизмов принимают равным 0,75-0,85, а для исполнительных механизмов двухпозиционного регулирования 0,6-0,8. Принимаем β = 0,8.

3 Определяем предварительное значение диаметра заделки мембраны:

D = 1,95√ Fэ/ (1+ β+ β²) = 1,95√154/(1+0,8+0,8²) = 15,5 см.

По ГОСТ 6636-69 принимаем D = 160 мм. Выбранное значение D удовлетворяет соотношению Sу ≤ 0,12∙ D = 0,12∙160 = 19,2 мм.

4 Определяем диаметр опорного диска из соотношения D1 = β∙D = 0,8 ∙160 = 128 мм. Полученное значение D1 округляем до ближайшей величины из указанных в ГОСТ 6636-69, принимаем D1 = 128 мм. После чего определяем истинное значение β.

β = D1/D = 125/160 = 0,781

5 Определяем диаметр штока из соотношения d = (0,05 ÷ 0,1)D = 0,05∙160 = 8 мм.

Полученное значение d округляем до ближайшей, большей величины из указанных в ГОСТ 6636-69, принимаем d = 10 мм.

6 Определяем толщину мембраны (в см ) по формуле:

δ = 0,175 pпит D (1- β²)/ τ = 0,175∙ 2,5∙ 16 (1-0,781²)/ 30 = 0,09 см.

где τ – допустимое напряжение на срез материала мембраны, кгс/см².

Полученное значение δ округляем до ближайшей, большей величины, указанной в сертификатах на мембранные полотна, принимаем δ = 3 мм.

Значения τ для листовой резины с одной тканевой прокладкой, имеющей прочность на разрыв не менее 50 кгс/см² , приведены ниже:

Толщина мембраны δ в см …………………………0,3 0,5 0,7

Допустимое напряжение на срез τ в кгс/см² ……..30 24 21

7 Определяем истинное значение эффективной площади мембраны:

Fэ = π/12 (D² + DD1+ D²1) = 3,14 /12 (16² +16∙12,5 + 12,5² ) = 160 см².

8 Определяем жесткость пружины:

q = Fэ (pк – pн) /Sу = 160 (1- 0,2)/10 = 12,8 кгс/мм.

9 Определяем истинные значения величины перестановочного усилия в начале и в конце хода штока при прямом и обратном ходе:

в начале обратного хода Nп.н= pн Fэ= 0,2 ∙160 = 32 кгс;

в конце обратного хода Nп.к = pкFэ = 1∙160 = 160 кгс;

в конце прямого хода Nпс =Nм- Nп.к= 2,5 ∙160 -160 = 240 кгс;

в начале прямого хода Nпс = Nм- Nп.н= 2,5∙160- 32 = 368 кгс.

Пример 4. Выбор и расчет беспружинного пневматического поршневого исполнительного механизма с односторонним штоком

Данные для расчёта:

перестановочное усилие в конце прямого хода штока Nпс.п =260 кгс/см²;

условный ход штока Sу =10 мм;

давление питания исполнительного механизма pпит = 6,3 кгс/см²;

уплотнение поршня и штока одним резиновым кольцом;

движение штока при прямом ходе – вверх.

РАСЧЕТ

1 Задаемся коэффициентом нагрузки k, учитывающим силу вредного сопротивления, значение которого находим по таблице 6, принимаем k = 1,19

Таблица 6  Значения коэффициента нагрузки k.

Тип механизма	Направление движения штока при прямом ходе	Перестановочное усилие в кгс
		До 150	От 150 До 500	Свыше 500
Пружинный	Горизонтальное	1,25	1,15	1,09
	Вниз	1,20	1,13	1,07
	Вверх	1,24	1,16	1,09
Беспружинный с односторонним штоком	Горизонтальное	1,30	1,20	1,14
	Вниз	1,25	1,16	1,12
	Вверх	1,29	1,19	1,14
Беспружинный с двусторонним штоком	Горизонтальное	1,37	1,25	1,17
	Вниз	1,34	1,21	1,15
	Вверх	1,38	1,25	1,19

2 Определяем приближенное значение усилия, развиваемого поршнем:

Nпор = k Nпс.п + Nп.к = 1,19 ∙260 = 309,4 кгс.

где Nп.к – усилие, развиваемое пружиной в конце прямого хода, принимаемое обычно равным 0,4 Nпс.п.

Усилие Nп.к учитывают только при расчете пружинных механизмов.

3 Задаемся давлением в выхлопной полости механизма (только при расчете механизмов двустороннего действия), значение которого при отсутствии подпора на выхлопе рекомендуется принимать pв = 0,2 ÷ 0,6 кгс/см², причем большее значение соответствует большим значениям p_пит.

4 Определяем предварительное значение диаметра поршня:

D = 1,15 √Nпор/pпит – p = 1,15√ 309,4/ 6,3 – 0,5 = 8,05 см.

Полученное значение D округляем до ближайшей, большей величины по ГОСТ 6540-68, принимаем D = 100 мм.

5 Вычисляем диаметр штока по соотношению d = (0,25 ÷ 0,4) D = 0,25∙100 = 25 мм.

Полученное значение d округляют до ближайшей, большей величины по ГОСТ 6540-68, причем большее значение принимают для меньших значений D. При этом следует иметь в виду, что для пружинных механизмов Sу ≤ 1,5D, а для беспружинных Sу ≤ 12D. При Sу > 10D необходимо произвести расчет штока на устойчивость, принимая его за стержень, жестко закрепленный одним концом.

6 Определяем сумму сил вредного сопротивления Nт.м по формулам:

Место потерь на трение- уплотнение поршня и штока круглыми резиновыми кольцами.

Поршень Nт.м = πµρ2bnD = 3,14∙ 0,15∙ 7∙ 0,45∙ 1∙ 10 = 14.8 кгс;

Шток Nт.м = πµρ2bnd = 3,14∙ 0,15∙ 7 ∙0,225∙ 1∙ 2,5 = 1,85 кгс;

Nт.м = 14,8 + 1,85 = 16,65 кгс.

где µ - коэффициент трения, для резины µ= (0,10 ÷ 0,20), принимаем µ= 0,15;

ρ2 – радиальное давление кольца, ориентировочно ρ2 = 7 кгс/см²;

b – ширина кольца, в см;

n – число колец.

7 Находим эффективную площадь поршня по формулам:

для бесштоковой полости Fэ =0,785D² =0,785 ∙10² = 78,5 см²;

для штоковой полости Fэ =0,785(D² – d²) = 0,785 (10² – 2,5²) = 73,5 см².

8 Находим усилие противодавления на выхлопе:

Nв =pвFэ= 0,5∙ 73,5 = 36,8 кгс.

9 Определяем уточнённое значение усилия, развиваемого поршнем:

Nпор = Nпс.п + Nт.м+ Nв = 260 + 16,65 + 36,8 = 313,45 кгс.

Уточнённая величина нагрузки на поршне без учёта усилия противодавления

(Nпор- Nв) = 313,45 – 36,8 = 276,65 кгс;

(Nпор- Nв) отличается от предварительного значения Nпор на 10,4 %,

следовательно, перерасчёта не требуется.

Если уточнённое значение Nпор без учёта Nв отличается более чем на 15% от значения Nпор, то расчёт необходимо повторить, принимая уточнённое за исходное значение.

Таблица 1 Варианты курсовых проектов

	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9
0
1
2
3
4
5
6
7
8
9

Учебное издание