حل کلی استوانه های جدار ضخیم متقارن محوری

حل کلی استوانه های جدار ضخیم متقارن محوری ساخته شده از مواد ناهمگن FG با استفاده از نظریه الاستیسیته مستوی
در این مقاله با استفاده از الاستیسیته مستوی (PET)، معادله حاکم بر استوانه های جدار ضخیم متقارن محوری ساخته شده از مواد ناهمگن FG در حالت کلی استخراج شده و سپس تنش های شعاعی و محیطی و نیز جابه جایی شعاعی استوان های به ازای ریشه های حقیقی، ریشه های مضاعف و ریشه های مختلط معادله مشخصه با درنظر گرفتن شرایط انتهایی متفاوت استوانه: دو سر باز، دو سر بسته و مقید و دو سر بسته و نامقید، به صورت تحلیلی (حل دقیق) به دست آمده است. تنش ها و جابه جایی با تغییرات ضرایب ناهمگنی مطالعه و با حالت استوانه جدار ضخیم همگن مقایسه شده است. در این مقاله، روابط تحلیلی در وضعیت های متفاوت، به دست آمده و سپس با تنها وضعیت تحلیل شده توسط یکی از پژوهشگران مقایسه و اشتباه مقاله ایشان تصحیح و تکمیل شده است. جنس استوانه، ماده ناهمگن و همسانگرد با تغییرات مدول الاستیسیته در راستای شعاعی به صورت توانی و با نسبت پواسون ثابت است.

دانلود

محمد دوشنبه 27 تیر‌ماه سال 1390 ساعت 14:58

0 نظر

قالب جدید هیدروفرمینگ

مجموعه قالب جدید هیدروفرمینگ برای بهبود پرشدگی گوشه های قالب در ساخت قطعات لوله ای پله ایقطعات لوله ای بدون درز مانند لوله های پله ای، لوله های با مقطع چهارگوش و لوله های مخروطی، معمولا با استفاده از فرایند هیدروفرمینگ لوله تولید می شوند. در شکلدهی این قطعات، دستیابی به شکل های با گوشه های تیز بسیار در عمل مشکل یا ناممکن است. در این مقاله با ارایه مجموعه قالب جدیدی، پر شدن گوشه های قالب برای تولید لوله های پله ای در فرایند هیدروفرمینگ مطالعه شده است. برای قالب ارایه شده، به روش اجزای محدود شبیه سازی شده، چگونگی پر شدن قطعه در درون حفره قالب مطالعه شده است. به منظور تایید نتایج شبیه سازی، این مجموعه قالب ساخته شده، مورد آزمایش قرار گرفته است. نتایج به دست آمده ضمن تایید نتایج شبیه سازی، نشان می دهد که در قالب جدید می توان به محصولاتی با گوشه های کاملا تیز رسید. پیچیده نبودن ساختار قالب و پایین بودن فشار شکلدهی برخی مزایای قالب ارایه شده است. همچنین، توزیع ضخامت قطعات شکل داده شده در قالب جدید نسبت به قطعات تولید شده در قالب متداول یکنواخت تر بوده است.

دانلود

محمد چهارشنبه 15 تیر‌ماه سال 1390 ساعت 13:27

0 نظر

ارتعاشات دورانی

سلام

ارتعاشات یکی از مسایلی است که درصنعت به نحو گسترده ای مورد توجه هست
شاید این گفته که ارتعاشات هرتجهیز به مثابه ضربان نبض اون تجهیزهست پربیراه نباشه
اما درتحلیل ارتعاشات ما با مورد خاصی روبرو میشویم که اکثرا درتجهیزات دوار مورد توجه وکانون خیلی از مشکلات هست!
ارتعاشات دورانی
امیدوارم مطالعه این کتابچه درزمینه شناخت وتحلیل ارتعاشات دورانی کمک مناسبی برای دوستان عزیز باشه
موفق باشیم
Rotational Vibration

دانلود کنید

محمد دوشنبه 30 خرداد‌ماه سال 1390 ساعت 11:51

0 نظر

مقاله ای کامل از عملیات فرجینگ همراه با تصاویر کلیه مراحل کار

مقاله ای کامل از عملیات فرجینگ همراه با تصاویر کلیه مراحل کار (متن فارسی)

دانلود

حجم : ۳.۶ مگابایت.

محمد پنج‌شنبه 22 اردیبهشت‌ماه سال 1390 ساعت 23:46

0 نظر

یاتاقان های توربوکمپرسور

دانلود یک جزوه کامل درزمینه اشنایی با یاتاقانهای نیروگاهی ،تئوری یاتاقانها،اصول نگهداری وتعمیرات یاتاقانها،تئوری روانکاری دریاتاقانهای لغزشی، بررسی مسئله اصطکاک وانالیز اثر فیلم روغن ، بررسی یاتاقانهای ژورنال ، بررسی بارهای شعاعی ومحوری وارد بریاتاقانها ، نگاهی به محفظه یاتاقان درکمپرسورهای نیروگاهی ،رینگ های تنظیم کننده یاتاقان ، بررسی یاتاقانهای ژنراتور ومروری براصول تعمیراتی درنیروگاهها
این جزوه جالب توسط همکاران عزیزمان دربخش مکانیک نیروگاه جهرم تهیه شده است وامید است با مطالعه ان به بخشی ازسوالهای شما دراین زمینه پاسخ داده شود

برای دانلود جزوه اموزشی توربین گازی بخش یاتاقانهای توربو کمپرسور به لینک زیر مراجعه فرمایید

دانلود

محمد دوشنبه 19 اردیبهشت‌ماه سال 1390 ساعت 19:53

0 نظر

روشهای تولید چرخدنده

روش تولید در تمام قطعات صنعت به فاکتور هایی مثل هزینه تولید و زمان انجام کار و دقت کار و... بستگی دارد.
فرز هاب تا تیراژ 100000 جواب گویی خوبی دارد .

در ادامه دو مقاله جامع درباره روشهای تولید چرخدنده آمده که امیدوارم مفید واقع بشود .

مقاله 1

مقاله 2

محمد یکشنبه 18 اردیبهشت‌ماه سال 1390 ساعت 10:11

0 نظر

روشهای تولید پیچ

این موضوع را خیلی از دوستان پرسیده اند . امروز یک مقاله درباره رشهای تولید پیچ برای دانلود قرار می دهم .

به طور خلاصه درباره روشهای تولید پیچ می توان گفت :

1- تولید پیچ توسط روش غلطک کاری ( نورد کاری )
در این روش براده ای از قطعه برداشته نمی شود و با فشردن الیاف پیچ ایجاد می شود.
استحکام پیچ ایجاد شده خوب است ولی ماده اولیه باید حدود 8 درصد قابلیت انبساط داشته باشد
___مناسب برای تولید انبوه از لحاظ اقتصادی___
2- حدیده و قلاویز که انواع زیادی دارد

3- سنگ زنی : پیچ با گام 0.2 تا 0.3 را فقط باید با سنگ زنی می توان ایجاد نمود.
4- ماشین های پیچ بری : مثل ماشین خارج از مرکز که سرعت زیادی در ساخت دارد
5- فورج سرد

6-cnc که اگه تعداد کار تا 1000000(منبع کتاب cnc اقای محسن لطفی ) عدد باشد کار برد دارد.

اما

روش تولید پیچ عموماً ، cold forg با ابعاد دقیق تولید می کنه .

دانلود

محمد پنج‌شنبه 15 اردیبهشت‌ماه سال 1390 ساعت 19:19

0 نظر

کنترل اتوماتیک

کنترل اتوماتیک

مزیت کنترل خودکار:

عملکرد بهینه سیستم های پویا و بهبود کیفیت و ارزانتر شدن فرآورده ها وگسترش میزان تولید
و نیزماشینی کردن بسیاری از عملیات.
کنترل علمی است که به تنظیم رفتار و یا مقدار کمیت های موجود در محیطهای مختلف عملیاتی
(همانند محیطهای صنعتی) می پردازد. به عنوان مثال کنترل یک کوره به معنی تنظیم رفتار
تغییرات دمایی یا مقدار دمای آن می باشد.

سیستم های کنترل را به دو دسته تقسیم می کنند :

سیستم های کنترلی که مقدار متغیر تحت کنترل را روی عدد یا مقدار خاصی تنظیم می کنیم را سیستم های Regulation گوییم .(مثل تنظیم دمای کوره روی 1200 درجه )
سیستم های کنترلی که رفتار متغیر تحت کنترل را رویمنحنی یا پروفیل خاصی تغییرمی دهند را سیستم Tracking می گویند. (مثل هدایت موشک)

برای دیدن ادامه این مقاله آنرا از اینجا دانلود کنید(749KB)

محمد شنبه 10 اردیبهشت‌ماه سال 1390 ساعت 13:39

0 نظر

بالانس اتوماتیک ماشین های دوار

بالانس اتوماتیک ماشین های دوار با استفاده از یک سیستم بالانس کننده انفعالی و تعیین محدوده های پایدار آن

چکیده :
در این مقاله با انتخاب یک روتور صفحه ای جفکات به عنوان ماشین دوار، معادلات حاکم بر حرکت روتور و پاسخ سیستم دوار به نابالانسی و خم استاتیکی موجود در آن (شامل دامنه و فاز پاسخ) استنتاج می شوند. در ادامه با بکارگیری یک بالانسر رینگ و گلوله به عنوان اتوبالانسر انفعالی بر روی ماشین دوار، به اسنتاج معادلات حرکت، تحلیل پایداری و بدست آوردن پاسخ های زمانی سیستم پرداخته می شود. تحلیل پایداری سیستم حول وضعیت های تعادل آن برای اتوبالانسری با یک و دو گلوله، بر اساس معیار روت-هاویتز انجام شده است. پاسخ های زمانی سیستم در جهت تایید تحلیل پایداری انجام گرفته، ارائه شده است.

دانلود مقاله

محمد پنج‌شنبه 8 اردیبهشت‌ماه سال 1390 ساعت 21:21

0 نظر

بررسی کوپلینگ های یونیورسال

بررسی کوپلینگ های یونیورسال و شبیه سازی مکانیزم آنها به کمک

نرم افزار Working Model

چکیده :
امروزه برای انتقال قدرت از یک شافت به شافت دیگر، کوپلینگ ها به کثرت مورد استفاده قرار می گیرند. در این رابطه، بررسی مکانیزم حرکت آنها و شبیه سازی آن از اهمیت ویژه ای برخوردار است. یکی از انواع کوپلینگ هایی که کاربرد های فراوانی دارد، کوپلینگ یونیورسال می باشد. در این مقاله ابتدا مقداری راجع به این نوع کوپلینگ ها و تئوری حرکت آنها صحبت می شود، سپس به کمک نرم افزار Working Model مکانیزم حرکت آنها شبیه سازی گردیده و نتایج بدست آمده مورد تجزیه و تحلیل قرار می گیرد.

دانلود مقاله (2.6MB)

محمد دوشنبه 5 اردیبهشت‌ماه سال 1390 ساعت 08:35

0 نظر

bearings

یاتاقانها:
یاتاقانها تکیگاه اصلی اجزائ چرخنده پمپ بوده ومعیوب شدن آنها ممکن است موقعیت اجزاء چرخشی پمپ را تغییر دهد که در این صورت باعث برخورد قطعات ثابت ومتحرک پمپ می شود معیوب شدن کلی یاتاقانها ممکن است موجب خم شدن محور پمپ شود و در نهایت موجب شکستگی محور شود و در سایر موارد باعث داغ شدن موضعی قطعات پمپ شود .
یاتاقانهای لغزشی :
این یاتاقانها برای تکیه نمودن وحفظ کردن اجزاء چرخشی در هر دو جهت شعاعی و محوری بکار می روند محافظ شعاعی معمولا شامل پوستهای سیلندر شکل از مواد و ابعاد مناسب می باشد که در محفظه صلب نصب وثابت شده اند.محافظ محوری معمولا ریگهای صلبی است که در محفظه یاتاقان نسب شده اند و بوشهای متحریکی را بصورت سفت ومحکم به اجزاءچرخشی سوار شده ، تحمل می کند گاهی اوقات این بوشها را بصورت کروییا مخروطی می سازند تا محافظت محوری و شعاعی را مهیا سازند .
یاتاقانهای غلتشی :
یاتاقانهای غلتشی در واقعه شامل دو عدد ریگ یا حلقه و یک سری ساچمه هستند که بصورت مماس و به اندازهبین حلقه ها قرار گرفته اند ساچمه ها توسط قفسی که از صفحات موازی برنجی پلاستیکی یا هر ماده مناسب دیگر ساخته شده اند جدا از هم نگه داشته می شوند .

oller bearing: 1 outer race, 2 cage, 3 roller, 4 inner race

مزایای یاتافانهای لغزشی نسبت به غلتشی :
1. زمانی که محور تحت بارهای مداوم و ثابت قرار می گیرد قسمتهای تحت بار یاتاقان تحت تنش ثابت قرار می گیرند که موجب کاهش خطر معیوب شدن در اثر خستگی می شوند
2. چناچه یاتاقانهای لغزشی از مواد مناسب ساخته شده باشند قادر خواهند بود در داخل مایع مورد پمپاژ کار نموده و روانکاری و خنک کاری شوند .
3. توسط روانکاری و روغنکاری مناسب در سرعت های بالا یاتاقانهای لغزشی نسبت به یاتاقانهای غلتشی می توانند بارهای بیشتری را تحمل کنند .
بررسی معایب یاتاقانهای لغزشی نسبت به غلتشی :
1. ضریب اصطکاک انها 10 تا 15 برابر یاتاقانهای غلتشی است و این امر موجب اتلاف پر هزینه می شود
2. غالب ضریب اصطکاک بیشتر دمای روانسازی را تا حدی افزایش می دهد که نسب سیستمهای دقیق وپرهزینه خنک کاری را اجتناب ناپذیر می سازد.
بررسی علل خرابی یاتاقانهای لغزشی :
1. روغنکاری نامناسب :این پدیده شامل کیفیت روانساز مورد استفاده و همچنین دفعات تعویض روغن میباشد .
2. خنک کاری نا مناسب روانساز :این پدیده در اثر اشکال در سیستم خنکاری یا قصور اپراتور در باز کردن شیر مستقیم مایع خنک کننده قبل از راه اندازی پمپ بوجود می اید .
3. عدم هم محوری چناچه پمپ جهت تعمییر یا نگهداری پیاده شود این اشکال بعد از سوار نمودن آشکار می شود عدم هم محوری می تواند در اثر ماندن آلودگی بین پایه یاتاقان و محفظه پمپ ویا با توجه به ناهمواریها در اثر ضربه یا سفت نمودن غیر یکسان مهره ها حاصل شود همچنین ممکن است در اثر بار های اضافی وارده بر یاتاقانها ،خم شدن محور یا برخورد فلزی بین قطعات ثابتوچرخیدن که غالبا منجر به سایش زیاد و گیر پاژ می شود حاصل گردد. عدم هم محوری، از بیرون خود را توسط حرارت زیاد و محفظه یاتاقان آشکار می سازد.
4. پیچهای شل: منبع دیگر مشکلات که توسط یاتاقان بوجود می آید زمانی است که پیچهای نگهدارنده پایه یاتاقان بطور یکسان و کافی سفت نشده اند و یا در حین کار پمپ شل شده اند در این موارد ممکن است یاتاقان انقدر از محور خود جابجا شود که تمام بار ها برروی رینگهای پروانه یا آب بند وارد شود.
یاتاقانها:
یاتاقانها تکیگاه اصلی اجزائ چرخنده پمپ بوده ومعیوب شدن آنها ممکن است موقعیت اجزاء چرخشی پمپ را تغییر دهد که در این صورت باعث برخورد قطعات ثابت ومتحرک پمپ می شود معیوب شدن کلی یاتاقانها ممکن است موجب خم شدن محور پمپ شود و در نهایت موجب شکستگی محور شود و در سایر موارد باعث داغ شدن موضعی قطعات پمپ شود .
یاتاقانهای لغزشی :
این یاتاقانها برای تکیه نمودن وحفظ کردن اجزاء چرخشی در هر دو جهت شعاعی و محوری بکار می روند محافظ شعاعی معمولا شامل پوستهای سیلندر شکل از مواد و ابعاد مناسب می باشد که در محفظه صلب نصب وثابت شده اند.محافظ محوری معمولا ریگهای صلبی است که در محفظه یاتاقان نسب شده اند و بوشهای متحریکی را بصورت سفت ومحکم به اجزاءچرخشی سوار شده ، تحمل می کند گاهی اوقات این بوشها را بصورت کروییا مخروطی می سازند تا محافظت محوری و شعاعی را مهیا سازند .
مزایای یاتافانهای لغزشی نسبت به غلتشی :
1. زمانی که محور تحت بارهای مداوم و ثابت قرار می گیرد قسمتهای تحت بار یاتاقان تحت تنش ثابت قرار می گیرند که موجب کاهش خطر معیوب شدن در اثر خستگی می شوند
2. چناچه یاتاقانهای لغزشی از مواد مناسب ساخته شده باشند قادر خواهند بود در داخل مایع مورد پمپاژ کار نموده و روانکاری و خنک کاری شوند .
3. توسط روانکاری و روغنکاری مناسب در سرعت های بالا یاتاقانهای لغزشی نسبت به یاتاقانهای غلتشی می توانند بارهای بیشتری را تحمل کنند .
بررسی معایب یاتاقانهای لغزشی نسبت به غلتشی :
1. ضریب اصطکاک انها 10 تا 15 برابر یاتاقانهای غلتشی است و این امر موجب اتلاف پر هزینه می شود
2. غالب ضریب اصطکاک بیشتر دمای روانسازی را تا حدی افزایش می دهد که نسب سیستمهای دقیق وپرهزینه خنک کاری را اجتناب ناپذیر می سازد.
بررسی علل خرابی یاتاقانهای لغزشی :
1. روغنکاری نامناسب :این پدیده شامل کیفیت روانساز مورد استفاده و همچنین دفعات تعویض روغن میباشد.
2. خنک کاری نا مناسب روانساز :این پدیده در اثر اشکال در سیستم خنکاری یا قصور اپراتور در باز کردن شیر مستقیم مایع خنک کننده قبل از راه اندازی پمپ بوجود می آاید.
3. عدم هم محوری چناچه پمپ جهت تعمییر یا نگهداری پیاده شود این اشکال بعد از سوار نمودن آشکار می شود عدم هم محوری می تواند در اثر ماندن آلودگی بین پایه یاتاقان و محفظه پمپ ویا با توجه به ناهمواریها در اثر ضربه یا سفت نمودن غیر یکسان مهره ها حاصل شود همچنین ممکن است در اثر بار های اضافی وارده بر یاتاقانها ،خم شدن محور یا برخورد فلزی بین قطعات ثابتوچرخیدن که غالبا منجر به سایش زیاد و گیر پاژ می شود حاصل گردد. عدم هم محوری، از بیرون خود را توسط حرارت زیاد و محفظه یاتاقانآشکار می سازد.
4. پیچهای شل: منبع دیگر مشکلات که توسط یاتاقان بوجود می آید زمانی است که پیچهای نگهدارنده پایه یاتاقان بطور یکسان و کافی سفت نشده اند و یا در حین کار پمپ شل شده اند در این موارد ممکن است یاتاقان انقدر از محور خود جابجا شود که تمام بار ها برروی رینگهای پروانه یا آب بند وارد شود.
مزایای عمده یاتاقانهای غلتشی :
1. هزینه اولیه کم می باشد .
2. آنها میتوانند بدون مراقبت با پریودهای طولانی کار کنند .
3. آنها معمولا نیبت به یاتاقانهای لغزشی با وظیفه مشابه محفظه های کوچکتر و کم هزینه ای لازم دارند.
4. بمنظور تعویض سریع می توان از منابع متنوعی استفاده کرد.
5. موجب صرفه جویی انرژی می شوند .تعویض روانساز بدلیل ضریب اصطکاک کم به دفعات بسیار کمتری نسبت به یاتاقانهای لغزشی انجام می شود و بیشتر یاتاقانهایغلتشی توسط روانکار داخلی با درپوش آببند تهیه شده که برای عمر کاری انها کافی است .
معایب یاتاقانها غلتشی :
1. حلقه و تمام اجزائ چرخشی در معرض تنشهای متناوب و سریع می باشند که باعث عیب ناشی از خستگی می شود .
2. بسیاری از یاتاقانهای لغزشی هنگام منتاژ و دمنتاژ نیازمند احتیاط زیاد و مراقبتهای ویژه ای هستند.
3. نیازمند مراقبتهای ویژهای از نظر میزان روانساز می باشند (نه کم نه زیاد ) .
روانکاری یاتاقانهای غلتشی:
روانکاری نا مناسب باعث می شود یاتاقانها خیلی سریع فرسوده شوند بطور مثال روانکاری بیش از حد می تواند باعث کوتاه شدن عمر یاتاقان گردد.روانکاری بیش از حد سبب داغ شدن یاتاقانها می گردد و در نتیجه میزان اکسید اسیون روانساز افزایش پیدا می کند و این پدیده موجب معیوب شدن زودرس یاتاقانها می شود .
میایب ناشی از روغنکاری نامناسب خود را به چند روش نشان میدهد :
1. نبود روانساز در محفظه یاتاقانها
2. وجود آب در روانسازو محفظه یاتاقانها
3. تغییر جلای حلقه ساچمه ها
4. پریدگی بر روی شیارها و ساچمه ها
5. خراشهای موئین بر روی حلقه ها
6. و حرارت ایجاد شده در اثر نبود روانساز
برای جلوگیری از این موارد بسیاری از کارخانه های سازنده روانکاری با گریس و روغن را توصیه می کنند.
مزایای گریس:
1. گریس میتواند بدون محفظه خاصی ابقاء شود حتی در محورهای عمودی
2. بعضی گریسها با پایه کلسیم می توانند عایقی برای رطوبت باشند.
3. بعضی گریسها با پایه لیتیم می تواند یاتاقان را از خوردگی شیمیای حفظ کنند
4. گریسهای سنگین، پوششی در برابر مواد آلوده کننده هستند
5. گریسها نسبت به روغنها به دفعات کمتری نیاز به تجدید گریسکاری دارند.
معایب گریس کاری:
1. خنک کاری موثر یاتاقانهای که با گریس روانکاری می شوند مشکل است و این پدیده مانعی برای استفاده از گریس در دورهای بالا می باشد
2. انتخاب گرانروی گریس با توجه به استفاده ان در دماهای متغییر قابل توجه می باشد و در نتیجه گریسها را برای محیطهایی که نوسانات دمایی زیادی دارند مناسب نمی باشد .
3. مشخص کردن میزان واقعی گریس برای یاتاقانها بسیار مشکل است و باعث روانکاری زیاد یا کم یاتاقانها می گردد.
مزایای عمده روانکاری با روغن:
1. سطح روغن را براحتی می توان کنترل نمود و ثابت نگه داشت.
2. روغن می تواند براحتی خنک شود و در واقه استفاده از روغن در دورهای بالا بسیار مفید است برای خنک کاری.
3. عمده روغنها دارای گرانروی بالای هستند و این امر باعث استفاده انها در رنجهای متغییر دمای می شود.
4. تعویض روغن به مراتب اسان تر از تعویض گریس است
5. برخی روغنها ضریب اصطکاک کمتری نسبت به گریس دارند و این خاصیت باعث کارکرد مناسب انهادر سرعتها بالا می شود .
معایب روغن:
1. بسیار پر هزینه است چون نیاز به مکتنیکال سیل دارد
2. نیازمند تعویضهای بسیار بیشتر از گریس می باشد
3. برای محورهای عمودی نیازمند طراحی دقیق و پرهزینه محفظه یاتاقان می باشد
4. برای محیطهای مرطوب و خورنده نسبت به گریس از مرغوبیت کمتری برخودار است

محمد دوشنبه 5 اردیبهشت‌ماه سال 1390 ساعت 08:35

0 نظر

طراحی سیستمهای هیدرولیک

ویژگیهای پرسهای هیدرولیک را به صورت ذیل میتوان خلاصه نمود:

1- تغییر و تنظیم سرعت کورس در حالت ایجاد نیروی ثابت

2- تنظیم نیروی وارده به میزان مورد نیاز

3- اندازه گیری و کنترل الکترونیکی نیروی وارده طی فاصله کورس

تناژ پرس

تناژ یک پرس هیدرولیکی عبارت است از حداکثر نیروئی که سیلندر اصلی آن میتواند به قطعه کار اعمال نماید. معمولاً برای تعیین تناژ مورد نیاز پرس باید روی رفتار قطعه کار و فرآیند اعمالی روی آن مطالعه نمود. برای مثال در برشکاری ورق، جنس آن و سطح برش نقش مهمی را در حداکثر نیروی لازم برشکاری ایفا میکنند. در پرس کمپاکت پودر، نوع پودر، دانسیته و استحکام نهائی قطعه فاکتورهای مهم تعیین کننده حداکثر نیروی مورد نیاز میباشند.

تعیین فشار کاری سیستم

برای تعیین سطح فشار در یک سیستم هیدرولیک باید در نظر داشت که با بالا بردن فشار میتوان از المانهای هیدرولیکی کوچکتری برای رسیدن به تناژ مورد نظر، استفاده نمود. همچنین قطر لوله ها را میتوان کوچکتر انتخاب نمود. در نتیجه، هزینه ساخت پرس کاهش می یابد. از طرف دیگر با افزایش فشار، روغن در سیستم زودتر داغ میکند، نشتی ها بیشتر و اصطکاک و سایش نیز افزایش می یابد. در نتیجه فاصله انجام سرویس ها باید کوتاهتر شود. همچنین نویز و پیکهای فشاری نیز افزایش یافته و خواص مطلوب دینامیکی سیستم کاهش می یابد.

در مجموع پس از برآوردهای اولیه نوع کارکرد پرس، برای دستیابی به یک شرایط مطلوب کاری انتخاب یکی از فشارهای 160, 100 یا 200 bar معمول میباشد.

اجزاء اصلی سیستم هیدرولیک پرس

سیستم هیدرولیک پرسها شامل اجزاء اصلی ذیل میباشد:

1- سیلندرهای هیدرولیک

2- پمپ

3- موتور الکتریکی

4- روغن هیدرولیک

5- لوله و اتصالات

6- شیرهای راه دهنده روغن

7- شیرآلات کنترل دبی و فشار روغن

8- مخزن روغن

در ادامه نکات مهم مربوط به طراحی، انتخاب و تعیین نوع المانهای هیدرولیک شرح داده میشود:

نحوه انتخاب سیلندرهای هیدرولیک

در انتخاب سیلندرهای هیدرولیک موارد ذیل باید در نظر گرفته شود:

1-حداکثر فشار کاری سیستم

رنج فشار کاری استاندارد برای المانهای هیدرولیک به صورت 600bar,500,400,315,250,200,160,100,63,40,25 میباشد. با اینحال سازنده های مختلف بعضا رنجهای محدودتر یا متنوع تری را انتخاب میکنند. برای مثال رکسروت محدوده فشار کاری سیلندرهای خود را به صورت 350bar,250,105 قرار داده است. فشارهای مذکور حداکثر فشاریست که مصرف کننده مجاز است به سیلندر اعمال نماید.

2-قطر پیستون و میله پیستون

میزان نیرویی که یک سیلندر هیدرولیکی میتواند تولید کند، تابع فشار کاری و سطح پیستون آن میباشد. هر چه قطر پیستون بزرگتر در نظر گرفته شود نیرویی که سیلندر میتواند تولید کند بزرگتر خواهد بود. این موضوع برای سطح میله پیستون به صورت معکوس است یعنی هر چه قطر میله پیستون بیشتر باشد سطح موثر اعمال نیرو در جلوی سیلندر کاهش میابد و سیلندر در برگشت نیروی کمتری تولید میکند.

در جدول(1) محدوده قطرهای مختلف برای پیستون و میله پیستون مربوط به محصولات رکسروت نشان داده شده است. برای مثال سیلندری که قطر پیستون آن 63mm و قطر میله پیستون آن 28mm میباشد در جدول به صورت 63/28 نمایش داده شده است.

جدول(1)- محدوده قطر پیستون و قطر میله پیستون (رکسروت)

Ratio of dia.	Piston rod dia.	Piston dia.
32/18	18	32
40/18	18	40
40/20	20
40/25	25
40/28	28
50/22	22	50
50/28	28
50/36	36
63/28	28	63
63/36	36
63/45	45
80/36	36	80
80/45	45
80/56	56
100/45	45	100
100/56	56
100/70	70
125/56	56	125
125/70	70
125/90	90
140/90	90	140
140/100	100	140
150/70	70	150
150/100	100	150
160/100	100	160
160/110	110	160
200/90	90	200
200/125	125
200/140	140
220/160	160	220
250/180	180	250

3-نسبت سطح

این ضریب به صورت زیر تعریف میگردد:

که در آن Ap سطح پیستون و ASt سطح میله پیستون میباشد. برای ابعاد استاندارد پیستون و میله پیستون ها، شش خانواده مختلف تعیین شده است. یعنی با تعریف شش مقدار مختلف برای ارزش اسمی به صورت 5,2.5,2,1.6,1.4,1.25 میتوان قطر پیستون و میله پیستون را نسبت به هم محاسبه نمود. البته باید توجه داشت که با اختیار نمودن دو عدد مشخص برای قطر پیستون و میله پیستون الزاما به اعداد ذکر شده برای دست نمی یابیم، بلکه مقادیر واقعی اعدادی نزدیک به ارزش اسمی میباشند. برای مثال در خانواده ، ارزش واقعی به صورت 1.3,1.25,1.24 میباشد. در جدول (2) مقادیر مربوط به ارزش اسمی بهمراه قطر پیستون و میله پیستون سیلندرهای مختلف نشان داده شده است.

جدول(2)-مقادیر اسمی ضریب نسبت سطح

125	100	80	63	60	50	40	32	25	dp	j
56	45	36	28	25	22	18	14	12	dSt	1.25
70	56	45	36	32	28	22	18	14	dSt	1.4
80	63	50	40	36	32	25	20	16	dSt	1.6
90	70	56	45	40	36	28	22	18	dSt	2
100	80	63	50	45	40	32	25	20	dSt	2.5
110	90	70	56	55	45	-	-	-	dSt	5

4-حداکثر نیروی سیلندر

اگرچه ظرفیت کاری سیلندرها را معمولا از رابطه محاسبه میکنند، با اینحال باید در نظر داشت که تنها عوامل تعیین کننده نیروی سیلندر، فشار و سطح پیستون نمی باشند بلکه فاکتور مهمی که آنرا نیز باید در نظر داشت امکان ایجاد کمانش در سیلندر می باشد. نیرویی که تحت آن در یک سیلندر کمانش رخ می دهد را از رابطه زیر میتوان محاسبه نمود:

که در آن :

K : نیرویی است که تحت آن کمانش اتفاق می افتد(N )

Lk : طول آزاد تحت کمانش سیلندر (mm )

E : مدول الاستیسیته که برای فولاد 2.1e5 میباشد (N/mm2 )

I : ممان اینرسی سطح دایروی میله پیستون که از رابطه محاسبه میشود.

با توجه به نیروی کمانش سیلندر، حداکثر بار مجاز که میتوان به یک سیلندر هیدرولیک اعمال نمود از رابطه زیر محاسبه می گردد:

F : حداکثر بار مجاز اعمالی به سیلندر (N )

K : نیروی کمانش سیلندر (N )

S : ضریب اطمینان (3.5 )

5-طول کورس سیلندر

مهمترین عامل در محدود نمودن طول کورس سیلندر امکان ایجاد کمانش در آن میباشد. یعنی به ازاء قطر پیستون ، قطر میله پیستون و فشار کاری مشخص، مجاز به انتخاب محدوده خاصی از طول کورسها می باشیم. در حالت کلی محدوده طول کورس نزدیک به صفر تا حدود 10m را میتوان برگزید. ولی باید توجه داشت که در یک فشار کاری و سایز بخصوص امکان انتخاب هر طول کورسی نخواهد بود و شاید در تعیین قطر سیلندر مجبور به انتخاب سایز بزرگتری باشیم. مثلا در فشار کاری 80bar برای داشتن طول کورس 1.5m نمی توان سیلندر 63/28 را انتخاب نمود بلکه مثلا باید سیلندر 63/48 را برگزید که این انتخاب روی نیرو و سرعت برگشت سیلندر تاثیر میگذارد.

6-حداکثر سرعت سیلندر

در یک سیلندر بدون بالشتک حداکثر سرعت پیستون به صورت طبیعی 8m/min میباشد. این مقدار برای سیلندرهای بالشتکی تا 12m/min افزایش می یابد. در مجموع، حداکثر سرعت کاری سیلندرها در سیستمهای هیدرولیکی معمولا0.5 m/sec میباشد. البته بسته به نوع کار، ممکن است حداکثر سرعت 0.25 m/sec و یا مقادیر دیگر انتخاب شوند. همچنین باید توجه داشت که سرعت سیلندر تابع اندازه پورتهای ورود و خروج روغن به آن نیز میباشد.

7-نحوه نصب سیلندر

سیلندرهای هیدرولیکی را بسته به نوع کاربرد به یکی از صورتهای زیر بر روی فریم نصب مینمایند:

1- Swivel clevis at cylinder cap

2- Fork clevis at cylinder cap

3- Rectangular flange at cylinder head

4- Square flange at cylinder head

5- Rectangular flange at cylinder cap

6- Square flange at cylinder cap

7- Trunion mounting at cylinder head

8- Trunion mounting at center of cylinder

9- Trunion mounting at cylinder cap

10- Foot mounting

11- Threaded holes in cylinder head and cap

12- Extended tie rods at cylinder head

13- Extended tie rods at cylinder cap

14-Plain clevis at cylinder cap

clevis مفصل در درپوش سیلندر
2 -- در clevis چنگک درپوش سیلندر
3 -- فلنج مستطیل در سر سیلندر
4 -- لبه دار کردن مربع در سر سیلندر
5 -- لبه دار در مستطیل درپوش سیلندر
6 -- لبه دار کردن مربع در درپوش سیلندر
7 -- Trunion نصب شده در سر سیلندر
8 -- Trunion نصب و استقرار در مرکز سیلندر
9 -- نصب و استقرار در Trunion درپوش سیلندر
10 -- نصب و استقرار پا
11 -- سوراخ کن در سر سیلندر و کلاه نقاب دار
12 -- میله های کراوات تمدید شده در سر سیلندر
13 -- میله های کراوات تمدید شده در درپوش سیلندر
14 - clevis در دشت درپوش سیلندر

8- وجود ضربه گیر

چنانچه طول کورس سیلندر طویل و وزنی که با خود همراه میبرد سنگین و سرعت آن بیش از حدود 0.1 m/sec باشد، وزن موجود در اثر سرعت زیاد باعث تولید انرژی جنبشی شدیدی مینماید. برای آنکه این انرژی باعث خرابی سیلندر نشود بایستی توسط ضربه گیر یا بالشتک در انتهای کورس مانع ایجاد ضربه گردیم.

9- نوع و کاربرد سیلندر

هیدرو سیلندرها دارای انواع گوناگونی میباشند که بسته به نوع کاربرد باید آنها را انتخاب نمود. انواع سیلندرها به صورت زیر میباشد:

سیلندرهای با حرکت خطی به صورت یککاره (یکطرفه : بدون فنر برگشت، با فنر برگشت، پلانجر وتلسکوپی) و دوکاره(یکطرفه و دو طرفه) میباشند. سیلندرهای با حرکت دورانی به صورت چرخ و دندانه یا پره ای میباشند.

فرمولهای محاسباتی مربوط به سیلندرها

AK : مساحت موثر پیستون (Cm2)

ASt : مساحت موثر دسته پیستون (Cm2)

AR : مساحت حلقوی پیستون (Cm2)

d1 : قطر پیستون (Cm)

d2 : قطر دسته پیستون (Cm)

FE : نیروی فشاری (رفت) (N)

P : فشار کاری (Mpa)

AK : مساحت موثر پیستون (mm2)

FE : نیروی فشاری (رفت) (N)

P : فشار کاری (bar)

AK : مساحت موثر پیستون (Cm2)

FE : نیروی فشاری (رفت) (Kgf)

P : فشار کاری (bar)

AK : مساحت موثر پیستون (Cm2)

FE : نیروی فشاری (رفت) (KN)

P : فشار کاری (bar) یا (daN / Cm2 )

AK : مساحت موثر پیستون (Cm2)

FR : نیروی فشاری (برگشت) (KN)

P : فشار کاری (bar) یا (daN / Cm2 )

d1 : قطر پیستون (mm)

d2 : قطر دسته پیستون (mm)

VE : سرعت رفت جک (m/sec)

VR : سرعت برگشت جک (m/sec)

QP : دبی حجمی پمپ با در نظر گرفتن اتلاف ناشی از نشت (Lit/min)

AK : مساحت موثر پیستون (Cm2)

AR : سطح حلقوی پیستون (Cm2)

cvol η : راندمان حجمی سیلندر

tE : زمان کورس (رفت جک) (Sec)

tR : زمان برگشت جک (Sec)

AK : مساحت موثر پیستون (Cm2)

AR : سطح حلقوی پیستون (Cm2)

L : طول کورس جک (mm)

QP : دبی حجمی پمپ با در نظر گرفتن اتلاف ناشی از نشت (Lit/min)

نحوه انتخاب پمپهای هیدرولیک

اولین مرحله در انتخاب مدار تغذیه و تعیین پمپ مناسب برای یک کاربرد معین در سیستمهای هیدرولیک، بررسی تقاضاهای فشار/جریان در مدار است. ابتدا منحنی های جریان و فشار در یک سیکل زمانی باید بررسی شود. سپس همزمانی مصرف درالمانهای مختلف تعیین گردد. بدین نحو حداکثر جریان مورد نیاز مشخص میگردد. برای تعیین یک مدار تغذیه مناسب به موارد ذیل باید توجه نمود:

1- در سایزینگ پمپ ها در عمل باید (10 % ) به دبی تعیین شده از طریق محاسبات تئوریک اضافه نمود.

2- در انتخاب شیر اطمینان (فشار شکن)، فشار تنظیمی باید (10 % ) بیشتر از فشار کاری سیستم باشد.

هر دو مورد (1) و (2) باعث میشود توان بیشتری در سیستم هیدرولیک تزریق شود.

3- اگر دبی پمپ در یک دور مشخص ( مثلا 1500 rpm ) ارائه شده باشد، برای بدست آوردن دبی پمپ در دور کاری (مثلا 1440 rpm ) از رابطه زیر میتوان استفاده نمود:

که در آن :

n1: دور تئوریک دوران پمپ (rpm )

n2 : دور کاری ( rpm)

: دبی پمپ در دور تئوریک ( lit/min )

: دبی پمپ در دور کاری ( lit/min )

1-Fixed Displacement Gear Pumps

در انتخاب پمپهای دنده ای با جابجایی ثابت موارد ذیل باید در نظر گرفته شود:

1-قطر دهانه های پمپ

قطر دهانه ورودی برای اتصال به خط مکش و دهانه خروجی برای اتصال به خط فشار، باید مشخص گردد. این مشخصه تحت عنوان Pipe Connection ارائه میگردد و برای مثال اعداد 2,11/2,11/4,1,3/4,1/2 اینچ میتواند باشد.

2-فشار کاری در خروجی پمپ

این مشخصه تحت عنوان Operating Pressure-Outlet و با واحد bar ارائه میشود و نشانگر ماکزیمم فشاری است که پمپ قادر به ایجاد آن میباشد. البته لازم به یادآوری است که پمپها ایجاد جریان میکنند و قرار گرفتن یک مانع در برابر این جریان، باعث ایجاد فشار میگردد. فشار کاری معمول برای پمپ های دنده أی به صورت 250,225,200,175,150,100,50,10 بار میباشد.

3-فشار کاری در ورودی پمپ

این مشخصه تحت عنوان Operating Pressure-Inlet و با واحدbar ارائه میشود و نشانگر محدوده قابل قبول برای اعمال فشار در ورودی پمپ میباشد. ورودی پمپ را به خط مکش وصل مینمایند که توسط آن روغن از منبع به سمت پمپ مکیده میشود. در حقیقت مکش فقط یک کلمه است که برای نشان دادن سمت روغن گیری پمپ بکار میرود. اصولا مایعات قابل کشیده شدن نیستند بلکه فقط با نیروی فشار خارجی هل داده میشوند.

قدرت کشش یک پمپ بستگی به میزان اختلاف فشار سمت مکش پمپ و فشار هوای روی سطح مایع دارد. بنابراین حتی اگر یک پمپ بتواند تولید خلا مطلق کند، مقدار ارتفاع کشش مایع آن از حداکثر نیروی فشار جو تجاوز نمیکند و حد نهایی ارتفاع کشش را حداکثر فشار وارده بر سطح مایع از طرف هوای بیرون تعیین میکند و به قدرت پمپ بستگی ندارد از این رو ارتفاع مکش پمپها محدود میباشد و هر چه پمپ نزدیکتر به سطح مایع نصب شود، مایع راحت تر و آسان تر به سمت پمپ رانده میشود و احتمال ایجاد کاویتاسون کمتر میشود. به طور معمول فشار کاری در ورودی پمپ ها بین –0.3bar و +1.5bar میتواند باشد.

4-سرعت دوران پمپ

میزان دبی حجمی روغن که توسط پمپ ایجاد میگردد، تابع سرعت دوران آن میباشد. این سرعت برای پمپها ی مختلف عددی متغیر است. برای مثال بعضی پمپها را میتوان با دوری بین 500rpm و 5000rpm به دوران واداشت. با اینحال معمولا" مشخصات اصلی پمپها را در دور بخصوصی (1450rpm) ارائه میکنند.

5-حجم جابجایی روغن

هر پمپ بسته به سرعت دوران خود به ازاء هر دور چرخش چرخدنده ها، مقدار معینی از روغن را جابجا میکند. واحدی که برای بیان حجم جابجایی بکار میرود معمولا cm3/rev میباشد. حجم جابجایی عددی است که تابع مشخصات ابعادی چرخدنده ها مانند قطر، مدول، پهنا، . . . و همچنین سرعت دوران پمپ میباشد. رنج معمول حجم جابجایی بین 3.5 و100 لیتر بر دور میباشد.

6-دبی موثر

دبی موثر تولیدی توسط یک پمپ باعبارت Qeff مشخص میگردد ومقدار آن در یک سرعت دوران، ویسکوزیته و دمای کاری بخصوص تعریف میگردد. برای مثال در دور n=1450 rpm ،ویسکوزیته n=36 cSt و دمای کاری t=50C° ، میزان دبی موثر را برای یک پمپ بر حسب lit/min تعیین مینمایند. به طور معمول محدوده دبی موثر یک پمپ دنده أی بین 2 تا 150 لیتر بر دقیقه میباشد.

7-توان موتور راننده پمپ

پمپهای هیدرولیک معمولا توسط الکترو موتور بکار انداخته میشوند. توان موردنیاز برای دوران پمپ نیز بستگی به سرعت دوران، دمای کاری و ویسکوزیته روغن دارد. در این مورد نیز معمولا توان مورد نیاز را در دور n=1450 rpm ،ویسکوزیته n=36 cSt و دمای کاری t=50C° ، بر حسب KW تعیین مینمایند. محده توان مورد نیاز برای پمپ دنده أی بین 1 تا 38 کیلو وات میباشد.

8-دمای کاری روغن

برای آنکه پمپ به صورت موثر بتواند دبی مورد نیاز را تامین نماید، دمای روغن در حال انتقال باید در محدوده مشخصی قرار داشته باشد. این محدوه برای روغن های معدنی بین -20 تا +70 میباشد.

9-درجه ویسکوزیته

روغنی که پمپ میتواند به صورت موثر منتقل نماید باید دارای درجه چسپندگی بخصوصی باشد. رنج ویسکوزیته معمول برای پمپ های دنده ای بین 5 تا 300 سانتی استوک میباشد.

10-فیلتراسیون

حداکثر ابعاد ذرات خاجی که اجازه ورود به پمپ را دارند باید توسط یک عدد مشخص نمود و سپس ذرات با ابعاد بزرگتر را توسط فیلتر مناسب جمع آوری نمود و مانع ورود آنها به پمپ گردید. بزرگترین ابعاد ذرات خارجی که اجازه ورود به پمپ را دارند معمولا کوچکتر از 25mm میباشد.

فرمولهای محاسباتی مربوط به پمپ ها

QP : دبی حجمی پمپ با در نظر گرفتن اتلاف ناشی از نشت (Lit/min)

V : حجم جابجائی (cm3/rev)

n : سرعت دورانی پمپ (rev/min)

pvol η : راندمان حجمی پمپ

t η : راندمان کلی (t = 0.85~0.95 η)

mech η : راندمان مکانیکی

pvol η : راندمان حجمی (pvol = 0.95 η)

PEM : توان موتور راننده پمپ (KW)

QP : دبی حجمی (Lit/min)

P : فشار کاری (bar )

t η : راندمان کلی

QP : دبی حجمی پمپ با در نظر گرفتن اتلاف ناشی از نشتی (Lit/min)

Qth : دبی حجمی نظری پمپ (Lit/min)

pvol η : راندمان حجمی با در نظر گرفتن نشتی

شیرهای هیدرولیک

1- شیرهای قطع و وصل

این شیرها به منظور قطع و وصل جریان مایعات استفاده میشوند. مکانیزم کار این شیرها میتواند به صورت نشستنی یا کشویی باشد. شیر قطع و وصل میتواند عبور جریان را به صورت غیر پله أی کم و زیاد نماید.

2- شیرهای کنترل فشار

شیرهای کنترل فشار وسیله أی در سیستم های هیدرولیک میباشند که توسط آنها میتوان فشار سیستم را تعیین، محدود و یا کاهش داد و بطور کل فشار سیستم تحت تاثیر آنها قرار میگیرد.

2-1) شیر محدود کننده فشار

این شیر برای محدود کردن فشار سیستم های هیدرولیکی که بر اساس یک حداکثر میزانی تعیین گردیده است، بکار گرفته میشود و میتواند سیستم را از ازدیاد فشارهایی که در اثر ازدیاد بار در سیستم پدید میاید، حفظ نماید. حداکثر فشار تنظیم شده در این شیر معمولا بیش از حداکثر فشار کاری مصرف کننده میباشد.

2-2)شیر کاهش دهنده فشار (رگولاتور فشار)

برای آنکه فشار ورودی را تقلیل داده و به حد پایین تر معیین برسانیم و همچنین برای اینکه فشار خروجی همیشه حتی در مقابل نوسانات فشار ورودی در حد معینی ثابت بماند، از شیر کاهش دهنده فشار استفاده میگردد.

نکته مهم : به منظور تشخیص علامت مداری بین شیر محدود کننده فشار و شیر کاهش دهنده فشار بایستی به دو نکته توجه نمود.

الف) شیر محدود کننده فشار در موضع سکون بسته است و سیگنال کنترلی از قسمت ورودی میاید.

ب) شیر کاهش دهنده فشار در موضع سکون باز است و سیگنال کنترلی از قسمت خروجی میاید.

2-3) شیر تابع فشار

وقتیکه در یک سیستم هیدرولیک فشار بحد معینی برسد، شیر تابع فشار موجود در مسیر در اثر تابعیت از فشار باز شده و اجازه عبور جریان را به قسمتهای دیگر سیستم میدهد.

3- شیرهای راه دهنده

شیرهای راه دهنده وسیله ای جهت باز کردن و یا بستن مسیر راه یک یا چند جریان بوده که در اثر این عمل، توقف و یا حرکت سیستم شروع میشود.

ساختمان شیرهای راه دهنده به صورت نشستنی و کشویی میباشد. انواع متداول شیرهای راه دهنده به صورت 5/3 , 5/2 , 4/3 , 4/2 , 3/2 , 2/2 میباشد.

4- شیرهای یکسو کننده

شیرهای یکسو کننده وسیله ای هستند که اجازه عبور جریان را فقط در یک جهت میدهند و از جهت مقابل مانع عبور جریان میگردند و بدین جهت آنها را شیر با مانع برگشت نیز مینامند.

5- شیرهای کنترل شدت جریان

این شیرها وسیله ای هستند که در سیستمهای کنترل وظیفه کنترل کردن شدت جریان سیال آن سیستم را دارا میباشند. از انواع این شیرها شیر گلویی و دیافراگمی میباشد.

نحوه انتخاب شیرهای هیدرولیک (محصولات رکسروت)

1- Check Valves

1-1) Non-Return Valves

Size	6 to 150
Line Connection Port And Sub-plate mounting Pipe mounting(Threaded connection) Pipe mounting(Flanged connection) As cartridge elements As sandwich plate valves	1/4,3/8,1/2,3/4,1,11/4,11/2
Flow(Voil= 6 m/sec) (lit/min)	10,18,30,65,115,175,260 1200,2000,3000,5000,10000,15000
Operating Pressure (bar)	Up to 315
Fluid	Mineral oil, . . .
Viscosity Range (cSt)	2.8 . . . 380
Cracking Pressure (bar)	0.5,1.5,3,5

And

1-2) Pilot Operated Check Valves

1-3) Double Check Valves

1-4) Rectifier Sandwich Plate

1-5) Pilot Operated Prefill Valves

2- Directional Spool Valves-Direct Operated

2-1) Roller Assembly

Size
Mounting	Sub-plate
Flow (lit/min)	14,30,80
Operating Pressure-A,B,P (bar) T	315 . . . 60,. . .150
Operating Force at Roller (N)	25. . .160
Fluid	Mineral Oil,. . .
Fluid Temprature Range	-20 . . .+70
Viscosity Range (cSt)	2.8 . . .380
Pressure loss	Diagram

2-2) Lever

Spool fixing by a-Spring

b-Detent

2-3) Rotary Handknob

a-Lockable

b-Not Lockable

2-4) Penumatic

Pilot Pressure Range (bar) 1.5 . . . 12

2-5) Hydraulic

Pilot Pressure Range (bar) 5 . . . 60

2-6) Electrical

a-OilImmersed

b-Air Gap

Electrical Connections

a- Side Cable Entry (With Lights)

b- Top Cable entry (With Lights)

c- Plug in Connector on Side (Top)/(With Lights)

d- Socket Only on Side (Top)/(With Lights)

e- Single Connection Termina Box

I- With Plug In Connector

II- With Cable Entry

2-6-1) DC Solenoid

Electrical Specifications
Voltage (V)	24
Power Requirement(W)	43
Duty Cycle	Contiuously Rated
Switching Time (ON) (ms)	60
Switching Time (OFF) (ms)	40

2-6-2) AC Solenoid

Electrical Specifications
Voltage (V)	220 (50Hz)
Holding Current (VA)	64
In-Rush Current (VA)	430
Duty Cycle	Contiuously Rated
Switching Time (ON) (ms)	20
Switching Time (OFF) (ms)	20

تعیین میزان افت فشار در لوله و نوع جریان

1- افت فشار در اثر اصطکاک

روغن هیدرولیک در حین عبور از لوله ها، اتصالات و نقاط خم شده در مسیر و . . . ، ایجاد اصطکاک نموده و این اصطکاک باعث ایجاد افت فشار در سیستم میگردد. میزان افت فشار در لوله ها و قطعات اتصالی از رابطه زیر بدست میاید:

در رابطه بالا که ضریب اصطکاک لوله میباشد، تابع عدد رینولدز است. عدد رینولدز برای روغن در حال حرکت در لوله به صورت زیر بیان میشود:

که در این روابط داریم:

: افت فشار در طول لوله (Pa)

: قطر داخلی لوله (m )

: جرم حجمی روغن (kg/m3 )

: غلظت سینماتیکی (m2/sec )

: ویسکوزیته دینامیکی (Pa.sec )

: عدد رینولدز (بدون واحد)

2- ویسکوزیته

ویسکوزیته یا چسپندگی عبارتست از اصطکاک داخلی سیال و یا بعبارت دیگر، مقاومت سیال در مقابل جریان یافتن است.ویسکوزیته به دو صورت دینامیکی و سینماتیکی بیان میگردد. ویسکوزیته دینامیکی با حرف نشان داده میشود و واحد آن در سیستم SI ، بر حسب Pa.sec یا میباشد. لازم به ذکر است که یک poise برابر با 0.1 Pa.sec میباشد.

ویسکوزیته سینماتیکی در سیستم SI بر حسب سانتی استوک (cSt ) بیان میشود. یک سانتی استوک برابر با یک میباشد. بر اساس استاندارد DIN ویسکوزیته روغنهای هیدرولیک به صورت ارائه شده در جدول زیر میباشد.

جدول (3) – ویسکوزیته روغن

Viscosity (cSt)	ISO VG
9-11	10
13.5-16.5	15
19.8-24.2	22
28.8-35.2	32
41.4-50.6	46
61.2-74.8	68
90-110	100
135-165	150

3- محاسبه عدد رینولدز

از فاکتورهای مهم در محاسبه عدد رینولدز قطر اسمی لوله حامل روغن میباشد. اندازه اسمی مربوط به قطر لوله (DN ) در جدول زیر ارائه شده است:

15	12	10	8	6	5	4	3	DN
125	100	80	65	50	40	32	25	20
700	600	500	450	400	350	300	200	150

برای محاسبه عدد رینولدز از روابط زیر میتوان استفاده نمود:

که در آن :

: ویسکوزیته روغن (cSt)

d : قطر لوله (mm)

V : سرعت روغن (m/sec)

دبی عبوری روغن از لوله را از رابطه زیر میتوان محاسبه نمود:

که در آن :

V : سرعت روغن (m/sec)

A : سطح لوله (mm2 )

Q : دبی روغن (lit/min )

از رابطه بالا سرعت روغن در لوله را بر حسب دبی و قطر لوله به صورت زیر میتوان محاسبه نمود:

که در آن:

Q : دبی روغن (lit/min )

d : قطر لوله (mm)

V : سرعت روغن (m/sec)

با استفاده از رابطه اخیر عدد رینولدز را به صورت زیر میتوان محاسبه نمود:

که در آن :

Q : دبی روغن (lit/min )

d : قطر لوله (mm)

: ویسکوزیته روغن (cSt)

چنانچه عدد رینولدز که از رابطه بالا محاسبه شود کمتر از 2300 باشد، جریان در لوله به صورت آرام خواهد بود و در نتیجه کمترین افت بواسطه اصطکاک در لوله ایجاد میگردد. اما در صورتی که عدد مذکور بزرگتر از 2300 باشد جریان به صورت مغشوش در میاید و در نتیجه افت فراوانی در لوله بواسطه اصطکاک بوجود خواهد آمد.

4- عوامل موثر در افت فشار

با توجه به موارد ذکر شده، عوامل ایجاد افت فشار در یک سیستم هیدرولیک را به صورت زیر میتوان خلاصه نمود:

1- نوع جریان (آرام یا مغشوش)

2- سرعت سیال

3- قطر لوله

4- ویسکوزیته روغن

5- دبی روغن

6- تغییر سطح لوله

7- ناهمواری سطح لوله

8- خم و نقاط اتصالی

9- نشت روغن

تعیین سایز لوله در سیستمهای هیدرولیک

وظیفه مجموعه سیستم لوله کشی در هیدرولیک انتقال جریان روغن به المانهای مختلف میباشد. در پروسه انتقال، لوله ها تحت تاثیر تنش مکانیکی، حرارتی و خوردگی قرار میگیرند. این تنشها مهمترین عوامل در تعیین سایز و جنس لوله میباشند.

The sequence for the design and sizing of hydraulic system pipe work

1- Circuit diagram

2- Specification

3- Pipe inside diameter ( Nominal bore)

4- Selection of material

5-

Larger bore

if pressure drop excessive

Rated pressure

6- Calculation of wall thickness

7- Instalation plan

8- Calculation of pressure drop

عوامل موثر در تعیین سایز لوله

پارامترهای موثر در تعیین سایز لوله، قطر داخلی، ضخامت دیواره و جنس لوله میباشند. عوامل موثر بر این پارامترها در جداول زیر ارائه شده اند:

قطر داخلی لوله	دبی حجمی
	سرعت جریان
	ویسکوزیته روغن
	افت فشار

ضخامت دیواره لوله	فشار کاری (تنشهای خارجی)
	ضریب اطمینان
	خوردگی داخلی و خارجی
	مقاومت مواد
	دمای محیط کار
	ابعاد استاندارد

جنس لوله	پارامترهای مقاومتی
	پیش شرطهای کاربرد مواد (پرداخت سطح، جوش پذیری، . . .)
	اثر خوردگی
	رنج دمای مجاز

محمد یکشنبه 4 اردیبهشت‌ماه سال 1390 ساعت 09:35

0 نظر

تحلیل دینامیکی جعبه دنده اصلی هلیکوپتر

تحلیل دینامیکی جعبه دنده اصلی هلیکوپتر

چکیده :
یک مدل دینامیکی پارامتر-متمرکز از جعبه دنده اصلی هلیکوپتر Bell-214B ارائه شده است. که از یک جعبه دنده مخروطی مارپیچی و دو جعبه دنده خورشیدی تشکیل شده است. برای جعبه دنده مخروطی ارتعاشات در جهات زاویه ای و خطی و برای جعبه دنده خورشیدی ارتعاشات پیچشی مدل سازی شده است. مقادیر پارامتر های مورد نیاز در مدل سازی سیستم با استفاده از نرم افزار های SOLIDWORKS و NASTRAN بدست آمده است. معادلات دیفرانسیل حاصل با شبیه سازی در محیط SIMULINK حل شده اند. با مقایسه نتایج بدست آمده با نتایج موجود و همچنین با بررسی تاثیر پارامتر ها روی ارتعاشات سیستم صحت مدل تائید شده است.

دانلود مقاله

محمد سه‌شنبه 30 فروردین‌ماه سال 1390 ساعت 17:12

0 نظر

تونل‌های باد پیشرفته

در اواخر سال ۱۹۴۰، گسترش و توسعه هواپیماها به طور فزاینده‌ای گران شد همچنین هزینهٔ طراح‌های ناموفق هواپیما رو به افزایش بود. به همین علت طراحان هواپیما به دنبال راهی برای مدل کردن هواپیما به صورت ریاضی و شبیه سازی پایداری و کنترل می گشتند تا آن جاییکه دیگر نیازی به ساخت هواپیما نباشد. این مسئله با افزایش سرعت هواپیماها همراه شد و باعث افزایش نیاز به تونل‌های باد پیچیده تر گشت. و به طور اختصاصی بعد از جنگ جهانی دوم به تونل‌های ما فوق صوت نیاز بود.

تونل‌های باد ما فوق صوت به صورتی کار می‌کنند که بر خلاف منطق به نظر می آید. مثلا در گلوگاه تونل باد تنگ شده انتظار می‌رود که سرعت بادی که از میان آن عبور می‌کند افزایش یابد بنابراین به نظر می‌آید که در چنین تونل باد هایی مدل باید در گلوگاه قرار گیرد تا با سطح بالاتری از سرعت جریان در تماس باشد. اما واقعیت بدین گونه‌است که به محض رسیدن جریان به این قسمت سرعت هواپیما به ماخ ۱ می‌رسد، هوا متراکم و گرم می‌شود. وقتی که هوا از این گلوگاه عبور می‌کند (در واقع سرعتش بیشتر از ۱ ماخ است) انرژی که در هوا به علت متراکم شدن و گرم شدن ذخیره شده بود، به انرژی جنبشی تبدیل می‌گردد. به بیان دیگر تمام این انرژی ذخیره شده مجبور به تبدیل شدن به گونه دیگری از انرژی می‌باشد و در فرم جدید میزان زیادی هوا با سرعت بسیار بالا در حال حرکت از میان تونل می‌باشد. تونل باد ما فوق صوت به این طریق کار می‌کند و مدل در مقطعی از تونل که گشاد می‌شود قرار می‌گیرد.

تعداد بسیار زیادی تونل ما فوق صوت کوچک در دهٔ ۴۰ میلادی مورد استفاده بودند اما طراحان هواپیما به تونل‌های بزرگتری برای مدل هایشان نیاز داشتند. در سال ۱۹۴۸ کمیتهٔ ملی مشورتی هوانوردی (ناکا) شروع به ساخت تونل بادهای مافوق ضوتی با ابعاد ۱٫۲*۱٫۲ متر در مرکز تحقیقاتی لانگلی در سواحل اتلانتیک در ویرجینیا کرد. در همین زمان تاسیسات دیگر ناسا در مرکز ایمز واقع در کالیفرنیا نیز شروع به شاخت تونل مافوق صوت نسبتا بزرگتر و پیچیده تر کرد.

(اما مشکلاتی هم وجود داشت).به خاطر اینکه حتی نقص‌های بسیار کوچک در دیوارهٔ تونل باعث فشرده شدن هوا و ایجاد شک ویو می‌شود، تونل‌های ما فوق صوت به دیوارهی داخلی بسیار صافی نیاز دارند. بسیاری از همین اصول به کار رفته در تونل‌های مافوق صوت در تونل‌های ماورائ صوت به کار گرفته شدند تا سرعت‌های بالا تر از ماخ ۵ نیز ایجاد شود. اما چندین مشکل دیگر نیز در این تونل‌ها وجود دارد. یکی از آنها قدرت بسیا زیاد لازم برای شتاب دادن هوا می‌باشد، بنابراین بیشتر تونل بادهای ماورائ صوت نمی‌توانند به طور مرتب و پیوسته کار کنند زیرا میزان بسار زیادی هوای فشرده را ذخیره می‌کند و در مدت بسار کوتاهی به طور پیوسته رها می سازد. به همین علت تونل‌های ماورائ صوت دارای تانک‌های بزرگی برای نگهداری هوای فشرده دارند. مشکل دیگر این می‌باشد که هوایی که از محفظهٔ تراکم خارج می‌شود، به علت تبدیل انرژی حرارتی آن به انرژی جنبشی سرد می‌شود. در این تونل‌ها تا آنجایی هوا ممکن است سرد شود که به مایع تبدیل شود. این یک موضع سادهٔ رطوبت ایجاد شده در هنگاه کندانس کردن (چگال کردن) هوا نیست. خود هوا تبدیل به مایع می‌شود(نه رطوبت موجود در هوا). برای جلوگیزی از این تغییر فاز، هوا را وقتی که در محفظهٔ نگهداری می‌باشد قبل از رها سازی به طور عمدی گرم می‌کنند. برای مثال در تونل‌های باد با سرعت‌های ماخ ۱۰، هوا تا ۱۶۴۹ درجهٔ سانتی گراد گرم می‌شود تا وقتی رها می‌شود تغییر فاز ندهد (به مایع تبدیل نشود).

متد دیگر برای دست یابی به سرعت‌های بالا این می‌باشد که مدل را از داخل لولهٔ یک اسلحه، در داخل تونل باد بر خلاف جریان شلیک کرد. در این حالت سرعت مدل با سرعت جریان هوا جمع می‌شود و سرعت شبیه سازی شدهٔ بالایی را ایجاد می‌کند. مدل‌ها در حالی که با سرعت بالا حرکت می‌کنند، عکس بر داری می‌شوند. در این متد به خاطر این که برای رسیدن به سرعت‌های ماورائ صوت فقط هوا به تنهایی حرکت نمی‌کند، مشکلی در رابطه با مایع شدن (تغییر فاز) هوا ایجاد نمی‌شود. اما مدل‌ها در پروسهٔ آزمایش از بین می‌روند.

یکی از پیشرفت‌های مهم در طول این مدت (۱۹۴۰ تا ۱۹۵۰)، شیارهای داخل دیوارهٔ تونل باد بود. یک مشکل بزرگ با تونل‌های باد این بود که جریان هوای ردشده از مدل می‌تواند با دیوارهٔ تونل برخورد کند و به سمت مدل برمی گردد و یا در وسایل ای آزمایش اختلال ایجاد می‌کند. ری رایت، یک محقق در مرکز تحقیقاتی لانگلی پیشنهاد کرد که شیارهایی در دیوارهٔ تونل باد ایجاد شود تا هوا در اطراف مدل راحت تر حرکت کند. یک گروه دیگر از متخصصان آیرودینامیک به سرپرستی جان استک این روش را در یک تونل مافوق صوت به کاربردند که فورا بسیاری از مشکلاتی را که آنها در سرعت‌های نزدیک ماخ ۱ با آن مواجه بودند حل کرد. به عنوان نتیجهٔ کار آنها جایزهی کلییرترافی در سال ۱۹۹۵ به استک و گروه او داده شد. جایزه‌ای که مهمترین پیشرفت در دانش هوانوردی در سال را نشان می‌دهد.

در ضمن استفاده کردن از تونل باد برای طراحی هواپیماهای جدید، مشکلات دیگری را نیز که بر روی هواپیماهایی که تازه عملیاتی شده بودند (تازه ساخته شده‌اند) تاثیر میگزارد حل می‌کند. یک مشکل که هواپیماهایی که در دمای پایین پرواز می‌کنند عاجز می‌کند یخ می‌باشد. یخ بر روی ملخ‌ها و بدنهٔ هواپیما، مخصوصا ٌ بال‌ها تشکیل می‌شود و بر عملکرد هواپیما تأثیر مخربی دارد. تشکیل یخ به طور اختصاصی روی بال‌ها بد می‌باشد زیرا می‌تواند لیفت را از بین برده باعث از دست رفتن ارتفاع هواپیما وسقوط آن می‌شود و یا می‌تواند جلوی حرکت سطوح کنترل را گرفته و پرواز را برای خلبان غیر ممکن کند.

توسعهٔ ساخت تونل‌های یخی در دههٔ ۴۰ برای مطالعه روی این مسئله شروع شد. آنها شبیه تونل‌های سادهٔ مادون صوت ساده هستند اما با سیستم خنک کننده‌ای که می‌تواند هوا را به خوبی تا زیر دمای یخ زدن (دمای انجماد آب) خنک کند مجهز شده‌اند. قطرات آب درون جریان هوا اسپری می‌شود تا روی بدنهٔ هواپیما یخ بزنند. مهندسان تشکیل یخ روی هواپیما را نظارت می‌کنند. وسائل ضد یخ مثل گرم کن‌های برقی و یا لوله‌های شامل مایع ضدیخ مثل الکل در قطعاتی از هواپیما که بیشتریین میزان یخ تشکیل می‌شود نصب شده‌اند. در تونل یخ وقتی یخ شروع به تشکیل روی بدنهٔ هواپیما می‌کند، گرم کن‌ها روشن می‌شونند و محققان تأثیر این وسایل را در جلو گیری از تشکیل یخ را بررسی می‌کنند.

مدل‌های دیگری از تونل‌های باد نیز موجود است. "تونل‌های گردش" که رفتار هواپیما را وقتی که خارج از کنترل، پرواز و شروع به گردش می‌کند (در اصطلاح خلبانان به آن انحراف از پرواز کنترل شده می‌گویند) را آزمایش می‌کنند. این تونل‌ها آزمایش می‌کنند که آیا در این حالت خلبان می‌تواند پرواز را به حالت عادی برگرداند یا باید اجکت کند. تونل‌های پرواز آزاد نیز وجود دارند، جایی که مدل‌ها توسط کنترل از راه دور واقعاٌ به پرواز در می‌آیند، به کمک خلبانی که در اتاق کنترل نشسته و سیگنال‌ها را از طریق کابل متصل به هواپیما می فرستد. تونل‌های کوره مانندی برای تست چگونگی رفتار موشک‌ها و فضاپیماها در جریان‌های دما بالا وجود دارند. مثلاٌ وقتی که در حال برگشت به اتمسفر زمین هستند. تونل‌های مغناطیسی نیز وجود دارند. جایی که مدل داخل تونل توسط میدان‌های بسیار قدرتمند مغناطیسی در حال تعادل نگه داشته می‌شوند و اندازه گیری‌های بسیار دقیق تری برداشته شود.

قبل از دههٔ ۵۰ میلادی بیشتر تونل‌های باد، در ایالات متحده ساخته شدند وهمه توسط ناکا اداره می‌شدند. اما در سال ۱۹۴۶ در نتیجهٔ یک مطالعه در مورد تونل‌های باد در ایالات متحده این پیشنهاد شد که ضنعت و دانشگاه‌ها نقش بزرگتری در توسعهٔ تونل‌های باد دارند. این مسئله به عقد قرار داد تونل باد ملی در ۱۹۴۹ سرانجام یافت. قرار داد، تونل‌های باد مافوق صوت جدید را در سه تاٌسیسات اصلی ناکا را مقرر کرد. همچنین برایجاد تونل‌های مافوق صوت مشخص در دانشگاه‌ها پا فشاری می‌کرد. پیشرفت‌ها در تونل‌های باد دانشگاهی به صورت پایه‌ای از دو جهت مهم بود، تا هم نتایج تحقیقات ناکا را چک کند و هم مهندسان جدید در علم آئرودینامیک آموزش دهد، و کمتر شدن نقش بودجهٔ دولت در تحقیقات تونل باد را نشان دهد.

برای سال‌ها تونل‌های باد راه کم خرج تری را برای تست هواپیما نسبت به ساخت هواپیما با سایز اصلی ارائه کردند. اما تحقیقات تونل باد نیز گران بوده و هست. آزمایش یک طرح جدید هواپیما در یک تونل باد ملیون‌ها دلار خرج دارد. در نتیجه طراحان به طور فزاینده‌ای به سمت کامپیوتر و متدهایی، که حل عددی مکانیک سیالات (هوا، آب، ...) گفته می‌شود، تغییر مسیر دادند. متدی که جریان سیال را به طور کامل شبیه سازی می‌کند. کامپیوترهای قدرتمند نسبتاٌارزان بوده و مدل‌های کامپیوتری خیلی راحت تر از مدل‌های فیزیکی که از پلاستیک، آهن یا چوب ساخته می‌شوند قابل تغییر هستند.

امروزه تونل‌های باد کمتر و کمتر مورد استفاده قرار می‌گیرند و تونل‌های باد غول پیکری که مورد نیاز بودند و در دهه‌ها ۴۰ و ۵۰ میلادی در بسیاری از مراکز تحقیقاتی آیرودینامیک شروع به کار کردند، هک اکنون فقط گاهی اوقات به عنوان پشتوانهٔ شبیه سازی‌های کامپیوتری مورد استفاده هستند تا ثابت کنند که حدس‌های عددی درست هستند.گرچه در بسیاری از موارد مهم، طراحان هواپیما مجبور به استفاده از تونل‌های باد برای آزمایش طرح هایشان بعد از شبیه سازی و حدس اشتباه هستند. برای مثال موشک هوا پرتاب "پگاسوس ایکس ال" تلفات داد، در یک نقص ایرودینامیکی در پرواز که پیشبینی نشده بود. اما در طول سال‌ها بیشتر تونل‌های بزرگ باد ساخت ناکا ممکن است به طور کامل خاموش شوند. صدای مهیب آن‌ها با صدای وزوز کردن فن کامپیوترها جانشین شده‌است.

محمد یکشنبه 28 فروردین‌ماه سال 1390 ساعت 17:41

0 نظر