1+=ζv C （2.62）
Δp ——小孔前后的压差，Δp = p 1－p 2。
根据流量连续性方程，由此得流经薄壁孔的流量为
p A C p A C C v A q T q T v c e c ?=?==ρρ22 （2.63）
式中 C q ——流量系数，C q ＝C c C v 。
式（2.63）称为薄壁孔的流量—压力特性公式。由式可知，流经薄壁孔的流量q 与小孔前后的压差Δp 的平方根以及薄壁孔面积A T 成正比，而与粘度无直接关系。
收缩系数C c 、流速系数C v 和流量系数C q 的值由实验确定。在液流完全收缩的情况下，当Re ≤105时，收缩系数C c 为0.61～0.63，流速系数C v 为0.97～0.98，这时流量系数C q 为0.6～0.62；当Re ＞105时，C q 可以认为是不变的常数，计算时取平均值C q ＝0.61。
当液流不完全收缩时，流量系数C q 可按经验公式确定。由于这时小孔离管壁较近，管壁对液流进入小孔起导向作用，流量系数C q 可增大到0.7～0.8。当小孔不是薄刃式而是带棱边或小倒角的孔时，C q 值将更大。
小孔的壁很薄时，其沿程阻力损失非常小，通过小孔的流量对油液温度的变化，即对粘度的变化不敏感，因此在液压系统中，常采用一些与薄壁小孔流动特性相近的阀口作为可调节流孔口，如锥阀、滑阀、喷嘴挡板阀等。薄壁孔的加工困难，实际应用中多用厚壁孔代替。
⒉厚壁孔
厚壁孔的流量公式与薄壁孔相同，但流量系数C q 不同，一般取C q ＝0.82。厚壁孔的能量损失中，有沿程损失，所以厚壁孔比薄壁孔的能量损失大。但厚壁孔比薄壁孔更容易加工，所以，厚壁孔适合作固定节流器用。
⒊细长孔
由于流动液体的粘性作用，液流流过细长孔时多呈层流，因此，通过细长孔的流量可以按前面导出的圆管层流流量公式计算，即细长孔的流量—压力特性公式为
p CA p l
d q T ?=?=μπ1284
（2. 64） 式中，A T ——细长孔通流面积，24
1d A T π=；C ——细长孔流量系数，l d C μ322=。 从式（2.64）可以看出，油液流过细长孔的流量q 与小孔前后的压力差Δp 成正比，而和液体粘度μ成反比，流量受油液粘性影响大。因此油温变化引起粘度变化时，流过细长孔的流量将显著变化，这一点和薄壁孔的特性是明显不同的。另外，细长孔容易堵塞。细长孔在液压装置中常用做阻尼孔。
薄壁小孔、厚壁孔和细长小孔的流量—压力特性可以统一写成如下形式
m
T p KA q ?= （2. 65）
式中 K ——由孔的形状、结构尺寸和液体性质确定的系数。对薄壁孔和厚壁孔 ρ/2q C K =；对细长孔)32/(2l d K μ=；
A T ——小孔通流截面面积；
Δp ——小孔两端的压力差；
m ——由孔的长径比决定的指数，对薄壁孔m ＝0.5，对细长孔，m ＝1。
⒋滑阀阀口的流量—压力特性
图2.29为滑阀阀口的结构示意图。当阀芯相对阀体有相对移动时，阀芯台肩控制边与阀体沉割槽槽口边的距离x v 称为阀的开口量或开度。当x v ≤0时，阀口处于关闭状态，液体不能经阀口流出或流入。
当阀口的开口量x v 较小时，液体在滑阀阀口的流动特性与薄壁孔相近，因此，可利用薄壁孔的流量—压力特性公式（2.63），来计算液体流经滑阀阀口的流量。不过式中的通流截面积A T 有所不同，应具体分析。
设阀芯的直径为d ，阀芯与阀体间的径向间隙为C r ，则阀口的有效宽度为22r V C x +，
如令w 为阀口的周向长度（亦称面积梯度，它是阀口通流截面积相对于阀口开度的变化率），则w ＝πd ，所以阀口的通流截面积22r V T C x w A +=，由此求得滑阀阀口的流量—压力特性公式为
p C x w C q r V q ?+=ρ222
当C r 值很小，且x v ＞＞C r 时，可略去C r 不计，便
有
p wx C q V d ?=ρ2 （2.66）
在液压技术中，滑阀阀口的流量—压力特性公式
（2.66）是一个极其重要的公式，它是理解液压控制阀
和液压伺服控制系统工作原理的理论基础。该式表明，
通过阀口的流量是阀口开口量和阀口前后压力差的函数，即q ＝f (x v ,Δp )。当通过阀口的流量q 不变时，可以通过改变阀口开口量来控制液流的压力，如减压阀；当阀口开口量能随通过阀口的流量变化时，则可以设法控制液流的压力基本恒定不变，如溢流阀；当控制阀口前后压力差恒定不变时，改变阀口开口量，则可调节流量的大小并恒定流量不变，如调速阀。
2.5.2液体流经间隙的流量
液压元件各零件之间为保证正常的相对运动，必须有一定的配合间隙。通过间隙的泄漏流量主要由间隙的大小和压力差决定。泄漏分为内泄漏和外泄漏。泄漏的增加将使系统的效率降低。因此应尽量减小泄漏以提高系统的性能，保证系统正常工作。此外，外泄漏将污染环境。
间隙流动分两种情况，一是由间隙两端的压力差造成的，称为压差流动；二是由于形成间隙的两固体壁面间的相对运动造成的，称为剪切流动。在很多情况下，实际间隙流动是压差流动与剪切流动的组合。
1.平行平板间隙
平行平板间隙是讨论其他形式间隙的
基础。如图2.30所示，在两块平行平板所
形成的间隙中充满了液体，间隙高度为h ，
间隙宽度和长度分别为b 和l ，间隙中的液
流状态为层流。若间隙两端存在压差Δp ＝
p 1－p 2，液体就会产生流动；即使没有压差
Δp 的作用，如果两块平板有相对运动，由
于液体粘性的作用，液体也会被平板带着产生流动。
图2.29 滑阀阀口
图2.30平行平板缝隙间的液流
在间隙液流中任取一个微元体dxdy （为简单起见，宽度方向先取单位宽度，即b ＝1），因dx 较小，故作用在其左右两端面上的压力分别为p 和p+dp ，上下两面所受到的切应力分别为τ＋d τ和τ，则微元体的受力平衡方程为
dx dy dp p dx d pdy τττ++=++)()(
由牛顿内摩擦定律，已知 dy
du μτ= 将τ的表达式代入上式，并经整理，得
dx dy dy
du μ122= 对上式进行两次积分，得
21221C y C y dx
dp u ++=μ （2.67） 式中，C 1、C 2为积分常数，可利用边界条件求出：当平行平板间的相对运动速度为u 0时，在y ＝0处，u ＝0，在y ＝h 处，u ＝u 0，则得
h dx
dp h C μμ210
1-=，02=C 此外，液流作层流时p 只是x 的线性函数，即
l
p l p p dx dp ?-=-=12 把这些关系代入式（2.67）并整理后，得间隙液流的速度分布规律，为
y h
u y y h l p u 0)(2±-?=μ （2.68） 由此得通过平行平板间隙的泄漏流量为
03000212)(2u bh p l bh bdy y h u y y h l p ubdy q h h ±?=??
????±-?==??μμ （2.69） 上式即为在压差和剪切同时作用下，液体通过平行平板间隙的流量。当u 0的方向与压差流动方向相反时，上式等号右边的第二项取负号。
由此可知：通过间隙的流量与间隙值的3次方成正比，这说明元件间隙的大小对其泄漏量的影响是很大的。此外，泄漏所造成的功率损失可以写成
)2112(
03bhu p l bh p pq P ±??=?=?μ （2.70） 由此可以得出结论：间隙h 愈小，泄漏功率损失也愈小。但是，h 的减小会使液压元件中的摩擦功率损失增大，因而间隙h 有一个使这两种功率损失之和达到最小的最佳值，并不是愈小愈好。
2.环形间隙
图2.38所示为液体在同心环形缝隙间的流动。图2.31a 中圆柱体直径为d ，缝隙大小为h ，缝隙长度为l 。当缝隙h 较小时，可将环形缝隙沿圆周方向展开，把它近似地看作是平行平板缝隙的流动，这样只要将b=πd 代入式（2.70），就可得同心环形缝隙的流量公式
0302
12u dh p l dh q πμπ±?= （2.71） 当圆柱体移动方向与压差方向相反时，上式等号右边的第二项应取负号。
当间隙较大时（图2.31 b ），必须精确计算，经推导，其流量公式为
p r r r r r r l q ???
????---=)/ln()()(812221224142μπ （2.72） 式中符号意义见图2.31b 所示。
在液压系统中，各零件间的配合间隙大多
数为圆环形间隙，如滑阀与阀套之间、活塞与
缸筒之间等等。理想情况下为同心环形间隙，
但实际上，一般多为偏心环形间隙。
图2.32所示为液体在偏心环形缝隙间的
流动。设内外圆间的偏心量为e ，在任意角度
θ处的缝隙为h 。因缝隙很小，r 1≈ r 2≈ r ，
可把微元圆弧db 所对应的环形间隙中的流动
近似地看作是平行平板缝隙间的流动。将db =
图2.31 同心圆环缝隙间的液流
图2.32 偏心环形间隙中的液流
r d θ代入式（2.69）得
0212hu rd p l rhd dq θμθ±?= 由图2.32的几何关系，可以得到
)cos 1(cos 00θεθ-=-≈h e h h
式中 h 0——内外圆同心时半径方向的间隙值；
ε——相对偏心率，ε＝e / h 。
将h 值代入上式并积分后，便得偏心圆环间隙的流量公式为
00302
212)5.11(u dh p l dh q πμπε±?+= （2.73） 当内外圆之间没有偏心量，即ε＝0时，它就是同心圆环缝隙的流量公式；当ε＝1，即有最大偏心量时，其流量为同心圆环缝隙流量的2.5倍。因此在液压元件中，为了减小缝隙泄漏量，应采取措施，如在阀芯上加工一些均压槽，尽量使配合件处于同心状态。
3.圆环平面缝隙
图2.33所示为液体在圆环平面缝隙间的流动。这里，圆环与平面之间无相对运动，液体自圆环中心向外辐射流出。设圆环的大、小半径分别为r 2和r 1，它与平面之间的间隙值为h ，则由式（2.68），并令u 0 =0，可得在半径为r 、离下平面z 处的径向速度为
dr
dp z z h u r )(21--
=μ 通过的流量为 dr dp rh rdz u q h
r μππ6230-==? 即
q rh dr dp 36πμ-= 对上式积分，有 C r h
q p +-=ln 63πμ 当r = r 2时，p = p 2，求出C ，代入上式得
223
ln 6p r r h q p +=πμ 而当r = r 1时，p = p 1，所以圆环平面间隙的流量公式为
图2.33 圆环平面间隙的液流
p r r h q ?
=12
3
ln 6μπ （2.74）
必须指出，计算间隙的泄漏量比较复杂，有时不一定准确。在实际工程中，通常用试验方法来测定泄漏量，并引入泄漏系数C t 。在不考虑相对运动影响的情况下，通过各种间隙的泄漏量可按下式计算：
p C q t ?= （2.75）
式中 C t ——由间隙形式决定的泄漏系数，一般由试验确定。
例2.6 某锥阀如图2.34a 所示。已知锥阀半锥角?=20°，r 1=2×10－3m ，r 2=7×10－3m ，
间隙h =1×10－
4m ，阀的进出口压差Δp =1MPa ，μ=0.1Pa ·s 。求流经锥阀缝隙的流量。 解：由于阀座的长度l 较长而缝隙h 很小，致使在锥阀缝隙中的液流呈现层流状态，因此不能把它当作薄壁小孔来对待，而可以借鉴圆环平面缝隙的流量公式（2.74），并设想将圆锥缝隙展开变成不完整的环形平面缝隙，如图2.34b 所示。这样将式中的π代之以πsin ?，便可求得经锥阀缝隙的流量，即
p r r h q ?=12
3
ln 6sin μ?π
将已知数据代入上式，有
663
41043.1101)27ln(1.06)101(20sin --?=????????=πq (m 3/s)
图2.34 例2.6图
溢流阀压力流量特性
1.常用液压阀一方向阀、压力阀、流量阀的类型 【答】（1）方向阀方向阀的作用概括地说就是控制液压系统中液流方向的，但对不同类型的阀其具体作用有所差别。方向阀的种类很多，常用方向阀按结构分类如下：单向阀：I普通单向阀2 液控单向阀普通单向阀换向阀：1转阀式换向阀 2滑阀式换向阀：手动式换向阀、机动式换向阀、电动式换向阀、液动式换向阀、电液动 换向阀。
手动式换向阀 (a l 电液动换向阀 (2)压力控制阀 溢流阀：直动式、先导式溢流阀
直动式溢流阀 先导式溢流阀减压阀：直动式、先导式减压阀 顺序阀：直动式、先导式顺序阀 压力继电器 (3)流量控制阀 节流阀调速阀 2.换向阀的控制方式，换向阀的通和位
【答】换向阀的控制方式有手动式、机动式、电动式、液动式、电液动式五种。换向阀的 通是指阀体上的通油口数，有几个通泊口就叫几通阀。换向阀的位是指换向阀阀芯与阀体的 相互位置变化时，所能得到的通泊口连接形式的数目，有几种连接形式就叫做几位阀。如一换 向阀有4个通油口 ,3种连接形式，且是电动的，则该阀全称为三位四通电磁（电动）换向阀。 3. 选用换向调时应考虑哪些问题及应如何考虑 【答】选择换向阀时应根据系统的动作循环和性能要求，结合不同元件的具体特点，适用场 合来选取。①根据系统的性能要求，选择滑阀的中位机能及位数和通数。②考虑换向阀的操 纵要求。如人工操纵的用手动式、脚踏式；自动操纵的用机动式、电动式、液动式、电液动式；远距离操纵的用电动式、电液式；要求操纵平稳的用机动式或主阀芯移动速度可调的电 液式；可靠性要求较高的用机动式。③根据通过该阀的最大流量和最高工作压力来选取（查表）。最大工作压力和流量一般应在所选定阀的范围之内，最高流量不得超过所选阀额定流量 的120%，否则压力损失过大，引起发热和噪声。若没有合适的，压力和流量大一些也可用，只 是经济性差一些。④除注意最高工作压力外，还要注意最小控制压力是否满足要求（对于液动阀和电液动换向阀）。⑤选择元件的联接方式一一管式（螺纹联接）、板式和法兰式，要根据流量、压力及元件安装机构的形式来确定。⑥流量超过63L/min时，不能选用电磁阀，否则电磁 力太小，推不动阀芯。此时可选用其他控制形式的换向阀，如液动、电液动换向阀。 4. 直动式溢流阀与先导式溢流阀的流量一压力特性曲线，曲线的比较分析 【答】溢流阀的特性曲线溢流阀的开启压力o当阀入口压力小于 PK1时，阀处于关闭状态 其过流量为零；当阀入口压力大于 k1时，阀开启、溢流，直动式溢流阀便处于工作状态（溢流 的同时定压）。图中pb是先导式溢流阀的导阀开启 压力，曲线上的拐点m所对应的压力pm是其主阀的 开启压力。当压力小于民。时， 导阀关闭，阀的流量为零；当压力大于pb（小于此 2）时，导阀开启，此时通过阀的流量只是先导阀的 泄漏量，故很小，曲线上pbm段即为导阀的工作段； 当阀入口压力大于此2时，主阀打开，开始溢流，先导式溢流阀便进入工作状态。在工作状态
5孔口和间隙的流量—压力特性
2.5孔口和间隙的流量—压力特性 在液压元件中，普遍存在液体流经孔口或间隙的现象。液流通道上其通流截面有突然收缩处的流动称为节流，节流是液压技术中控制流量和压力的一种基本方法。能使流动成为节流的装置，称为节流装置。例如，液压阀的孔口是常用的节流装置，通常利用液体流经液压阀的孔口来控制压力或调节流量；而液体在液压元件的配合间隙中的流动，造成泄漏而影响效率。因此，研究液体流经各种孔口和间隙的规律，了解影响它们的因素，对于理解液压元件的工作原理、结构特点和性能是很重要的问题。 2.5.1 孔口的流量—压力特性 孔口是液压元件重要的组成因素之一，各种孔口形式是液压控制阀具有不同功能的主要原因。液压元件中的孔口按其长度l 与直径d 的比值分为三种类型：长径比l/d ＜0.5的小孔称为薄壁孔；长径比0.5＜l/d ＜4的小孔称为厚壁孔或短孔；长径比l/d ＞4的小孔称为细长孔。这些小孔的流量—压力特性有共性，但也不完全相同。 ⒈薄壁孔 薄壁孔一般孔口边缘做成刃口形式，如图 2.28所示。各种结构形式的阀口就是薄壁小孔的 实际例子。液流经过薄壁孔时多为紊流，只有局 部损失而几乎不产生沿程损失。 设薄壁孔直径为d ，在小孔前约d /2处，液 体质点被加速，并从四周流向小孔。由于流线不 能转折，贴近管壁的液体不会直角转弯而是逐渐 向管道轴线收缩，使通过小孔后的液体在出口以 下约d /2处形成最小收缩断面，然后再扩大充满整个管道，这一收缩和扩大的过程便产生了局部能量损失。 设最小收缩断面面积为A c ，而小孔面积为A T ，则最小收缩断面面积与孔口截面面积之比称为截面收缩系数，即 T c c A A C （2.61） 收缩系数反映了通流截面的收缩程度，其主要影响因素有：雷诺数Re 、孔口及边缘形式、孔口直径d 与管道直径d 1比值的大小等。研究表明，当d 1/d ≥7时，流束的收缩不受孔前管道内壁的影响，这时称之为完全收缩；当d 1/d ＜7时，由于小孔离管壁较近，孔前管道内壁对流束具有导流作用，因而影响其收缩，这时称液流为不完全收缩。 选择管道轴线为参考基准，对1—1截面和2—2截面列写伯努利方程，得 图2.28 通过薄壁小孔的液流
缝隙流量计算
课题 5: 流动液体的压力损失和流经小孔，间隙的流量 计算 目的要求: 理解层流、紊流及雷诺数的概念；明确液压传动中能量损失的主要表现形式——压力损失的计算方法；常见孔口、缝隙流量的计算方法，为后续理论 打下必要基础； 重点：雷诺数，压力损失和孔口流量计算方法及公式意义 复习提问：1作业讲评 2．上次课主要内容：一组基本概念：①理想液体与稳定流动②通流A、υ、q；③二个基本方程：连续性及伯努利方程 3．二个基本方程的物理意义、量纲、理想液体与实际液体伯氏方程的差别？作业： 2-15；2—19 教具: 课件 教学内容：（附后） 第3节液体流动时的压力损失 引言：在液传中，伯氏方程中的hw主要为压力损失,其后果是增加能耗和泄漏，故在液压传动中研究发生压力损失的途径具有实际意义 压力损失可分为：沿程压损和局部压损。 一、层流、紊流、雷诺数 实验证明，液体流动的压力损失与液体的流动状态有关。 液体的流动有两种状态，即层流和紊流。 雷诺数（Re）可以判断液体的流态。
v d H Re υ= (2-17) 实验证明：流体从层流变为紊流时的雷诺数大于由紊流变为层流时的雷诺数，前者 称上临界雷诺数，后者称下临界雷诺数。工程中是以下临界雷诺数c Re 作为液流状态判 断依据，简称临界雷诺数，若Re ﹤ c Rc 液流为层流；Re ≥ c Re 液流为紊流。常见管 道的液流的临界雷诺数，见表2-2。 二、沿程压力损失 液体在等径直管中流动时，因内外摩擦而产生的压力损失称之。 经理论推导和实验修正： 2 2 λρυλ d l p =? （2-18） 式中阻力系数λ的取值： 层流：理论值 λ=64/Re 实际值 λ=75/Re(金属管) λ=80/Re(橡胶管) 紊流：λ=0.3164Re(-o.25) 可见，△P λ的大小与流动状态有关，还与流速（故要限制流速）、管长、管径等因素有关，在应用上式时，先要判断流态、确定λ后才能进行计算。 三、局部压力损失 产生局部压损的场所、原因。其大小一般以实验确定。 2 2 ρυ ζ ζ=?p （2-19） 式中ξ是局部阻力系数，由实验求得，一般查手册。 液体流经各种阀的局部压力损失常用经验公式：
水泵流量与压力扬程要点
水泵的扬程、功率与闭合系统中的管道长度 L 有关。 水泵流量 Q= 25m^3/h =0.00694 m^3/s 管道流速取 2m/s左右, 则管内径 D=[4Q/(3.1416V]^(1/2=[4*0.00694/(3.1416*2]^(1/2=0.0665m 选用管径 D= 70 mm = 0.070 m,流速 V=[4Q/(3.1416D]^(1/2=1.34 m/s 管道摩阻 S=10.3n^2/D^5.33=10.3*0.012^2/0.070^5.33 = 2122 水泵扬程 H=h+SLQ^2=170+2122*600*0.00694^2 = 231 m 配套电动机功率 N=9.8QH/k =9.8*0.00694*231/0.5 = 31.4 kw 注:式中, H ——水泵扬程,单位 m ; S ——管道摩阻, S=10.3n^2/d^5.33,n为管内壁糙率,钢管可取 n=0.012, D 为内径,以 m 为单位。 L ——管道长度,以 m 为单位; Q ——流量,以 m^3/s为单位。 P——电动机功率, kw ; k ——水泵电动机机组的总效率, 取 50%, 选定水泵、电动机后, 功率可按实际情况精确确定。 按扬程和出水量来选择,与管道长度无关。 实际计算应为 :(要扬程 +管道阻力 *(1+泵的损耗 . 所以应为 :(50+10*1.1=66米 所以泵的扬程应选在 65-75米之间 , 再加上你需要的流量 , 泵就能 补水泵和给水泵计算方法一样。补水泵的流量 Q 由需要而定,即单位时间锅炉水补给量。补水泵的扬程由提水高度、锅炉压力水头以及管路的沿程水头损失和局部水头损失而定。设管长为 L ,沿程阻力系数为 k ,局部阻力系数为 j, 提水高度为 Z, 锅炉压力为 P ,水的密度为 p ,重力加速度用 g 表示 ,则补水泵扬程 : H = Z+P/(pg+(kL/DV^2/(2g+jV^2/(2g 式中平均流速 V=4Q/(3.14D^2 , D 为管内径。
流场空气间隙放电特性的高海拔校正
２００５年８月第６卷第８期电力设备 ＥｌｅｃｔｒｉｃａｌＥａｕｉｐｍｅｎｔ Ａｇｕ．２００５ ＶＯＩ．６ＮＯ．８ 换流站直流场空气间隙放电特性的高海拔校正 宿志一１，尚涛２，王代荣３ （１．中国电力科学研究院，北京市１０００８５；２．中国南方电网有限公司，广东省广州市５１０６２０； ３．西南电力设计院，四川省成都市６１００２１） 寨 摘要：整理和分析了中国电力科学研究院和云南电力试验研究所有关换流站直流场典型电极的操作波放电特性模拟试验数据，讨论了不同海拔高度下典型间隙的操作冲击放电电压的校正方法。文章指出：可以根据ＩＥＣ和国家标准提出的ｇ参数法以及文中得出的典型间隙公式确定海拔２０００ｍ以下的换流站直流场的空气间隙。 关键词：换流站；直流场；空气间隙；操作冲击 中图分类号：ＴＭ７２１；ＴＭ８５２ 经研究表明，无论是棒一板问隙，还是导线一塔间隙，预加的直流电压都可以改善正极性操作冲击的绝缘强度。因此，可用纯正极性操作冲击来确定换流站直流场空气问隙的距离。由于空气间隙的正极性操作冲击放电电压低于负极性操作冲击放电电压，因此本文只对空气间隙的正极性操作冲击放电电压进行研究。此次试验主要是在中国电力科学研究院（简称电科院，处在低海拔地区，海拔高度为５０ｍ）高压试验大厅完成的，同时结合云南电力试验研究所（简称云南所，处在高海拔地区，海拔高度为ｌ９７０ｍ）高压试验基地的试验结果，进行了高海拔验证，从而提出了高海拔修正意见。 当换流站直流场设备空气间隙结构不同时，其操作冲击击穿电压是不一样的。根据我国葛州坝一南桥（简称葛南）高压直流换流站和天生桥一广州（简称天广）高压直流换流站以及国＃１－直流工程换流站（如美国太平洋联络线Ｓｙｌｍａｒ站和ＩＰＰ工程Ａｄｅｌａｎｔｏ站等）直流场设备的布置情况，选取管母线一构架与遮栏、软母线一构架与遮栏作为典型电极。 １不同海拔高度下操作冲击模拟试验 １．１试验装置与试品 低海拔和高海拔的直流场典型间隙操作冲击模拟试验分别在电科院高压试验大厅（４３ｍＸ３０ｍＸ２６．５ｍ）和云南所户外高压试验场（１０００ｍ２）进行。试验装置与模拟试品的主要尺寸及参数见表１。 表１试验装置与模拟试品的主要尺寸及参数 试验地点电科院高压大厅（４３ｍ×３０１１１×２６．５ｉｎ）云南所户外高压试验场 海拔高度／ｒｌｌ５０１９７０ ３６００ｋＶ、１８０ｋＪ冲击电压发生器，可产生＋２５０／２５００妒的３６００ｋＶ、１８０ｌ【Ｊ冲击电压发生器，可产生试验装置 标准操作波＋２００／１５００斗ｓ的操作波 管母线长１０ｉｎ，直径１１０ｍｍ，两端装屏蔽环长９．６ｉｎ，直径１５０ｉｎｍ，两端装屏蔽环 长１０ｍ，由４根西３４ｍｍ镀锌铁管组成的分裂导线（分裂问长１０Ｉｎ，由４根４，３４ｍｍ镀锌铁管组成的分裂软母线 距为１７０ｍｉｌｌ），两端装屏蔽环导线（分裂间距为１７０ｍｍ），两端装屏蔽环 构架与遮拦模拟钢构架高１．８５ｎｌ，模拟遮栏高１．８ｍ，二者相距２．５ｍ模拟钢构架高１．８５ｎｌ，模拟遮栏高１．８ｉｎ，二者 相距２．５１１１ 导线对地距离／ｎｌ６６ 软母线与构架和遮栏平行（软母线在遮栏侧构架正上方）； 软、硬母线与构架和遮栏垂直（软母线最低点在试品布置软母线与构架和遮栏垂直（软母线最低点在构架正上方）。硬 构架正上方） 母线只与构架和遮栏垂直（软母线最低点在构架正上方）布置 １．２试验条件与试验方法 气象参数的测量，两地统一使用动槽式水银气压计和通风式干湿温度计记录气压和干、湿球温度。为使两地试验结果易于比较，尽可能选取较干燥的晴好天气，保障试验期间天气的稳定，特别是每一间隙的试验要在同一气象条件下完成。 试验采用＋２５０／２５００灿（电科院）或＋２００／１５００炉（云南所）操作波进行，采用升降法求取５０％放电电压，每种工况放电次数为３０一４０次，间隙距离的试 ?本文是贵州一广州－ｔ－５００ｋＶ直流工程咨询项目“±５００ｋＶ贵广直流输电工程安顺换流站外绝缘设计与高海拔修正”的子课题之一。主要工作人员还有李庆峰、梁宝生、李鹏、李明、陈磊、马仪、吴泽辉、龚天森、胡晓、余波等。
阀口及阻尼的压力流量特性-1
1 阀口的流量压力特性 流体力学中流经节流小孔的流量公式： p A C q d ?=ρ 2 式中，d C --阀口流量系数，与雷诺数Re 有关，Re>260时，滑阀的流量系数为常数，若阀口为锐边时，d C =0.61～0.65；若阀口为圆边或有很小倒角时，d C =0.8～0.9. 复习：雷诺数Re 的计算式：运动粘度水力直径流速?= = υ h vD Re ，水力直径湿周 过流面积 4D ?=h 式中，A —阀口的过流面积，p ?--阀口前后的压差。 图（a ）所示为滑阀，阀口过流面积 Dx A π= （当h=0时） 图（b ）所示为锥阀（阀座无倒角），阀口过流面积 )s i n (s i n ααπ2211 1D x x D A - = 当1D x <<时，απsin x D A 1= 图（c ）所示为锥阀（阀座有倒角），阀口过流面积 )s i n (s i n ααπ221m m D x x D A -=， 其中221/)(D D D m +=，当m D x <<时，απsin x D A m = 图（d ）所示为球阀，阀口过流面积 ()2 02 1001221x h D h x x h D A ++?? ? ??+=π，其中，2 12 02??? ??-=D R h 当R x D x <<<<,/21时，R x h D A /01π= 锥阀（球阀）的流量系数d C ，当雷诺数较大时，流量数为定值，d C =0.77～0.82. 图1 滑阀、锥阀、球阀
2 液压阻尼和液阻桥路控制 各种液压控制阀的工作原理实际上都是从阀芯的力学平衡条件出发，通过控制阀芯的位置来改变流动阻尼而进行控制，以达到调节压力或流量的目的。 2.1 液压阻尼的概念 阀口的流量压力特性可表示为 p By q ?= 式中，B 为液导率，例如滑阀的ρπ/2D C B d =，锥阀的ραπ/sin 2D C B d =； y 为阀口开度，称By 为液导，液导用字母G 表示，即G=By 参照电学中的欧姆定律R V I =，让流量q 对应电流I 、压差p ?对应电压V ，液阻对应电阻， 则阀口的流量压力特性表示为： R p By p q ?= ?= /1 式中，R 为液阻，By R 1 = ，（液阻R 与液导G 互为倒数），显然液阻R 随阀口开度y 的增大而减小，随y 的减小而增大，即液阻反比于阀口开度。 2.2 正开口四边滑阀控制油缸的液阻全桥分析 图2.1 正开口四边滑阀控制油缸的液阻全桥表示 图2.1（a ）所示为正开口四边滑阀控制双出杆油缸，设阀中位时各边阀口的预开口为0y ，
孔口与管嘴流量系数验证实验指导书
六、孔口与管嘴流量系数验证实验 （一）实验目的 1、了解孔口流动特征，测定孔口流速系数?和流量系数μ。 2、了解管嘴内部压强分布特征，测定管嘴流量系数μ。 （二）实验原理 当水流从孔口出流时，由于惯性的作用，水流在出孔口后有收缩现象，约在d 5.0处形成收缩断面c-c 。收缩断面c-c 的面积c A 与孔口的面积A 的比值ε称为收缩系数。应用能量方程可推得孔口流量计算公式如下 gH A Q 2ε?= 或 gH A Q 2μ= 式中，?为流速系数，μ为流量系数，H 为孔口中心点以上的作用水头。已知收缩系数ε和流速系数?或流量系数μ可求得孔口流量。本实验将根据实测的流量等数据测定流速系数 ?或流量系数μ。 当水流经管嘴出流时，由于管嘴内部的收缩断面处产生真空，等于增加了作用水头，使得管嘴的出流大于孔口出流。应用能量方程可推得管嘴流量计算公式如下 gH A Q n 2?= 或 gH A Q n 2μ= 式中，n ?为流速系数，n μ为流量系数，n n μ?=，H 为管嘴中心点以上的作用水头。已知流速系数n ?或流量系数n μ可求得管嘴流量。本实验将根据实测的流量等数据测定流速系数n ?或流量系数n μ。 根据系统理论和实验研究各系数有下列数值 孔口 64.0~63.0=ε 98.0~97.0=? 62.0~60.0=μ 管嘴 82.0==n n μ? 由于收缩断面位置不易确定，以及观测误差等原因，本实验设备所测的数据只能逼近上述数据。 （三）实验设备 实验设备与各部分名称如图(7)所示。 图（7） 孔口管嘴实验仪
（四）实验步骤 1、熟悉仪器，记录孔口直径孔口d 和管嘴直径管嘴d ，记录孔口中心位置高程孔口?和水箱液面高程液面?。 2、启动抽水机，打开进水开关，使水进入水箱，并使水箱保持溢流，使水位恒定。 3、关闭孔口和管嘴，观测与管嘴相连的压差计液面是否与水箱水面齐平。若不平，则需排气调平。 4、打开管嘴，使其出流，压差计液面将改变，当流动稳定后，记录压差计各测压管液面，用体积法测量流量。 5、关闭管嘴，打开孔口，使其出流，当流动稳定后，用游标卡尺测量孔口收缩断面直径，用体积法测量流量。 6、关闭水泵，排空水箱，结束实验。 （五）注意事项 1、量测流量后，量筒内的水必须倒进接水器，以保证水箱循环水充足。 2、测流量时，计时与量筒接水一定要同步进行，以减小流量的量测误差。 3、测流量一般测两次取平均值，以消除误差。 4、少数测压管内水面会有波动现象。应读取波动水面的最高与最低读数的平均值。 （六）实验成果及要求 1、有关常数。 孔口直径=孔口d cm 、管嘴直径=管嘴d cm 、 孔口中心位置高程=?孔口 cm 、水箱液面高程=?液面 cm ，实验装置台号： 2、记录及计算（见表6、表7）。 注：水头H 为孔口中心到水箱液面的垂直高度。 各测压管液面读数以水箱液面为基准。 3、成果分析：根据实测的值，计算孔口流速系数或流量系数、管嘴流量系数，分析误
液体流经小孔缝隙的流量计算
液体流经小孔和缝隙时的流量计算 液压传动中常利用液体流经阀的小孔或间隙来控制流量和压力，达到调速和调压的目的。液压元件的泄漏也属于缝隙流动。因而讨论小孔和间隙的流量计算，了解其影响因素对于正确分析液压元件和系统的工作性能是很有必要的。 一、液体流经小孔时的流量计算 小孔可分为三种，当小孔的长度与直径的比值≤0.5时，称为薄壁小孔；当＞ 4，称为细长孔；当0.5＜≤4时，则称为短孔（厚壁孔）。 1．薄壁小孔流量的计算 图2—18所示为液体流过薄壁小孔的情况。当液体从薄壁小孔流出时，左边大直径处的液体均向小孔汇集，．在惯性力的作用下，在小孔出口处的液流由于流线不能突然改变方向，通过孔口后会发生收缩现象，而后再开始扩散。这一收缩和扩散过程就产生了很大的压力损失。 图2—18流经薄壁小孔的流量计算图 收缩断面积与孔口断面积之比称为断面收缩系数。即=/。收缩系数决定于雷诺数、孔口及边缘形状、孔口离管道侧壁的距离等因素。当管道直径与小孔直径 的比值/≥7时，收缩作用不受孔前管道内壁的影响，这时收缩称为完全收缩。反之，当/＜7时，孔前管道对液流进入小孔起导向作用，这时的收缩称为不完全收缩。 现对小孔前后断面1—1和收缩断面C—C列伯努利方程
+=++ (2—58) 式中为液体流经小孔时流束突然缩小的局部阻力系数。由于>>，可认为≈0，又由于小孔过流的收缩断面上流速基本均布，故有=1，则得 ＝=（2—59) 式中——小孔速度系数，=； ——小孔前后压力差，=。 考虑=，由式(2—33)可得通过薄壁小孔的流量公式为 ＝＝=（2—60） 式中——小孔流量系数，=；流量系数值由实验确定，当完全收缩时，= 0.61～0.62； 当不完全收缩时，= 0.7～0.8。 流经薄壁小孔时，孔短，其摩擦阻力的作用很小，并与压力差的平方根成正比，所以，流量受温度和粘度变化的影响小，流量稳定。因此，液压系统中常采用薄壁小孔作为节流元件。 2．短孔的流量计算 短孔的流量公式仍为式（2—60），但流量系数不同，一般取= 0.82。短孔容易加工，故常用于固定节流器。 3．细长小孔的流量计算 流经细长小孔的液流，由于粘性而流动不畅，一般都是层流状态，故其流量公式可用层流时直管的流量公式，即 = (2—61)
液体流经小孔和间隙的流量
第五节 液体流经小孔和间隙的流量 在液压传动系统中常遇到油液流经小孔或间隙的情况，例如节流调速中的节流小孔，液压元件相对运动表面间的各种间隙。研究液体流经这些小孔和间隙的流量压力特性，对于研究节流调速性能，计算泄漏都是很重要的。 一、小孔流动 液体流经小孔的情况可以根据孔长l 与孔径d 的比值分为三种情况：l/d ≤0.5时，称为薄壁小孔；0.5＜l/d ≤4时，称为短孔；l/d ＞4时，称为细长孔。 图2-23液体在薄壁小孔中的流动 1. 1. 液流流经薄壁小孔的流量 液体流经薄壁小孔的情况如图2-23所示。液流在小孔上游大约d/2处开始加速并从四周流向小孔。由于流线不能突然转折到与管轴线平行，在液体惯性的作用下，外层流线逐渐向管轴方向收缩，逐渐过渡到与管轴线方向平行，从而形成收缩截面A c 。对于圆孔，约在小孔下游d/2处完成收缩。通常把最小收缩面积Ac 与孔口截面积之比值称为收缩系数Cc ，即Cc ＝Ac/A 。其中A 液流收缩的程度取决于Re 、孔口及边缘形状、孔口离管道内壁的距离等因素。对于圆形小孔，当管道直径D 与小孔直径d 之比D/d ≥7时，流速的收缩作用不受管壁的影响，称为完全收缩。反之，管壁对收缩程度有影响时，则称为不完全收缩。 对于图2-23所示的通过薄壁小孔的液流，取截面1—1和2—2为计算截面，设截面1—1处的压力和平均速度分别为p 1、υ1，截面2—2处的压力和平均速度分别为p 2、υ2。由于选轴线为参考基准，则Z 1=Z 2，列伯努利方程为： 122211222w P a v g p a v g h γ+=++ 由于小孔前管道的通流截面积A 1比小孔的通流截面积A 大得多，故υ1υ2, υ1可忽略不计。此外，式中的hw 部分主要是局部压力损失，由于2—2通流截面取在最小收缩截面处，所以，它只有管道突然收缩而引起的压力损失。 22w h v g ζ= 将上式代入伯努利方程中，并令Δp ＝p 1- p 2，求得液体流经薄壁小孔的平均速度υ2为： 221()v a ζ=+ρp ?2 (2-60) 令C υ=1/(α2+ζ)，为小孔流速系数，由于υ2是最小收缩截面上的平均速度，设最小通流截面的面积为Ac ，与小孔通流截面积A 的比值为Ac/A=Cc ，则流经小孔的流量为： 2q Acv ==c u C C A ρp ?2=CdA ρp ?2 (2-61) 式中：流量系数C d ＝C c C υ；Δp 为小孔前后压差。
流量特性与阀芯
图2 图3 典型阀的流量特性
流量特性的选择 选择的原则是：选择的流量特性却好与调节对象的特性和调节器的特性相反。这样，调节系统的综合特性可接近于线性。 但是，对调节阀制造厂来说，实际上不可能都通晓各个工艺流程的管道流阻、储压罐及泵类等装置的特性。用户是根据掌握的具体资料来选择调节阀的流量特性，大多选用等百分比流量特性。 选择基本原则是： 1、线性流量特性 (1)压差变化小，几乎恒定。 (2)整个系统的压力损失大部件分配在阀上（开度变化，阀上压差变化相对较小）。 (3)外部干扰小，给定植变化小。（可调范围要求小的场合）。 (4)工艺流程的主要参数的变化呈线性。 2、等百分比流量特性 (1)要求大的可调范围。 (2)管道系统压力损失大。 (3)开度变化,阀上压差变化相对较大。 阀芯型式 调节阀阀芯有等百分比流量特性和线性流量特性，其几何形状有柱塞形、V形缺口和套筒形等。 １、柱塞形阀芯 柱塞形阀芯的流量特性，有等百分比特性和线性特性两种，还有气密性的嵌聚四氟乙烯阀座的阀芯2、V形缺口阀芯 它是三通阀阀芯，流量特性为线性。 3、套筒形阀芯 笼式阀的流量特性，由套筒窗口几何形状决定的。流量特性有等百分比和线性两种。还有气密性的嵌聚四氟乙烯阀座的阀芯。 大口径阀和高温阀采用分离式套筒，低噪音笼式阀可以降低噪音。 4 、快开特性（两位式）阀芯 快开阀芯几何形状呈平底器皿形，有表面堆焊司太莱合金（QS)的阀芯，也有气密性的嵌聚四氟乙烯阀座的阀芯。如阀座密封面承受密封压力太大，可改用线性阀芯，但它的允许压差不宜太大。 ５、偏心旋转阀芯（凸轮挠曲阀用） 偏心旋转阀芯可调范围100:1,固有流量特性接近线性。但在40％开度以内，流量特性近似于等百分比特性，通过变换阀门定位器反馈凸轮，可把这个固有流量特性改变成等百分比特性。另外嵌聚四氟乙烯阀座的阀芯，可达到气密性。 压力和温度等级 阀体是连接在工艺管道上的压力容器，选择公称压力目的是使阀体长期受到流体温度、压力和管道应力作用，而不损坏。 标准的公称压力一般按工艺管道规格的标准来决定。常用的公称压力JIS标准到63kg/cm2,ANSI标准到2500磅，GB标准到PN6.3MPa。 标准的公称压力 一般来说，阀体壁厚由阀体壁厚强度与当时流体温度下材料许可压力和流体压力有关。但是工艺流体条件千变万化，不可能对这个条件进行计算。 因此，在ANSI B16.5-1997标准规定的标准公称压力条件下，壁厚是由某一个选定的设计应力（7000psi）来决定的。而与材料种类无关，按材料种类确定应力·温度等级关系。
孔口和缝隙流量
孔口和缝隙流量 在液压系统中，孔口和缝隙流动是最常见的。研究液体在孔口和缝隙中的流动规律，了解影响它们的因素，对液压系统的分析和设计都很有意义。 一、孔口流量 1.薄壁孔的流量计算 孔口的长径比d l /≤0.5时称为薄壁孔，如图2.13所示。对孔前通道断面1-1和收缩断面2-2之间的液体列出伯努力方程 式中，1,,22121=<<=αv v h h ,局部损失222 v p p w ρξξ=?=?，整理上式后得 ρ/22p C v v ?= 式中，C v —速度系数，ξ+=11 V C ；P ?—孔口前后压差，21P P P -=? 。 由此可得通过薄壁孔口的流量公式为 式中，2A —收缩断面面积，由实验测定； c C —收缩系数，T c A A C /2=； T A —孔口通流截面的面积，4/2 d A T π=； q C —流量系数，c v q C C C =。 c C 、v C 和q C 的数值可由实验确定。当液体完全收缩（7/≥ d D ）时，
62.0~61.0=q C 。当液体不完全收缩（7/4时为细长孔。液体流过细长孔时，一般为层流，流量公式可用前面推出的圆管层流的流量公式，即 p l d q v ?=μπ1284 由上式可知，液体流经细长孔的流量与液体粘度成反比。即流量随温度的变化而变化，并且流量与小孔前后的压差成线性关系。 上述各类小孔的流量可归纳为一个通用公式 m T v p CA q ?= 式中 C ……由孔的形状、尺寸和液体性质决定的系数。 m ……由孔的长径比决定的指数。薄壁孔5.0=m ，细长孔1=m ，短孔15.0<>、h b >>，液体通过缝隙的流动通常为层流。 （1）压差流动 液体在压差21p p p -=?作用下通过缝隙的流动，称为压差流动。在压差
流阻特性实验
液阻特性实验 发布日期：[08-10-19 15:32:52] 浏览人次：[768] 一、实验目的 液压传动的主要理论基础是液体力学,油液在系统中流动时,因磨擦和各种不同形式的液流阻力，将引起压力损失,它关系到确定系统的供油压力，允许流速,元件辅助装置和管道的布局等,对提高效率和避免温升过高有着重要的意义。另一方面在液压传动中常会遇到油压流经小孔和缝隙的情况，而它们的流量计算公式是建立节流调速和伺服系统等工作原理的基础，同时也是对液压元件和相对运动表面进行泄漏估算和分析的基础。 本实验通过对标准型液流阴力的实验，定量的确定“流量－压力特性”，计算出与液阻特性有关的指数φ，深入理解孔口液流的液阻特性。 本实验通过测量油液流过不同形状管道和液压元件的压力损失，深入了解产生压力损失的主要原因，并分析在实验条件下的压力损失数值的大小，从而建立一定量的概念。 本实验还通过环形缝隙流动的实验，通定流量一压力特性，进而验证；当ε=l时，最大偏心环形缝隙的流量是同心环形缝隙流量的2.5倍。 二、实验内容和方案 (一) 薄壁小孔、细长小孔和短孔的液阻特性(流量一压力特性) 液压系统中，油液流经液压阻力时产生压力损失。流量Q与压力损失Δp之间可有如下表达式： Q=ΔPφ/R 式中R——液阻，与孔口尺寸、几何形状、油液性质和流动状态等因素有关； φ——与液阻特性有关的指数。 上式取对数得：1gQ=1g R -1+φlgΔP 取lgΔP为横坐标，取1gQ为纵坐标，1g R -1为纵坐标轴上的截距，则φ为直线的斜率。理想情况下：
当液阻为薄壁小孔时，φ=0．5 当液阻为细长小孔时，φ=1 当液阻为短孔时，0.5<φ<1 实验装置按理论进行设计，每种标准形式的液阻都分别做成独立的(参数是确定的)装置，以便分别对它们进行实验。测量点的布置及其与标准压力表的连接，其中特别是泄漏等对实验精度有着重要的影响。流量的测量采用椭圆齿轮流量计，用秒表计时，直接观察流量的累积数差。流量的调节范围要注意流量计的量程。本实验用LCR-10型，量程为0.83~8.3L ／min。 1、在油液流动状态不变、油温变化很小的情况下，进行如下实验：改变流经液阻的流量(注意流量的测量方法)，分别用标准压力表测得薄壁小孔、细长小孔和短孔的进出口压力。计算后，分别作出它们的流量—压力特性曲线；求得φ值，并进行分析。 2、根据液阻几何参数和油液的参数，计算薄壁小孔、细长小孔和短孔的流量一压力差对应数值(注意必要的精度)作出曲线，与实验结果对比。(有关参数由实验室给出)。 本实验台中细长小孔、薄壁小孔和短孔装置的结构示意图分别见图2-1、图2-2和图 2-3 。 图2—1细长小孔装置结构示意图
流量特性的表示方法
关于流量特性的表示方法 空压元件的流量特征以前是根据有效截面积S和容量系数Cv进行表示的。根据修订的JIS标准 JIS B 8390 2000 采用音速导率C 和临界压力比b的数值来进行表示。 音速导率 用上限绝对压力乘以标准状态时的密度再除以通过元件的雍塞流流动形状的质量流量，而得出的数值。 sonic conductance 根据C的变化，能够得到之前同样的测量值。 临界压力比 b 一旦比此数值小就成为雍塞流流动压力比（下流压力/上流压力） critical pressure ratio 有效截面积S( 2) 从空气储存罐内安装的元件在雍塞流流动的状态下进行排放时，根据计算空气储存罐的压力变化，引导出摩擦以及无节流、理想的截面积数值。 雍塞流流动：上流压力相对下流压力来说比较高，在元件内的某段有速度达到音速的流动。气体的质量流量通过上流压力进行，不依靠下流压力。 流量计算式
机 种选定补充资料 流体控制元件的流量特性以前是采用容量系数Cv 来进行表示的。不过根据国际标准规格，把原来的容量系数Cv 变更为容量系数Av 。 容量系数Av 压力差为1Pa 时，把流动在阀（测试元件）中的上水流量以m 3/s 来进行表示数值。 参照下时进行计算。流量计算式 流体控制元件解释 Av 容量系数 m 2 Q 流量 m 3/s P 压力差 Pa 流体密度 kg/m 3 Av Q 3 P
流量换算表1 流量计算方法 按照有效截面积进行计算 SI单位 P1 1.89P2 (音速) Q=113.2 S P1 P1 1.89P2 (亚音速) Q=226.4 S P2(P1-P2) Q 流量 /min(ANR) P1 1次侧绝对压力 MPa(abs) P2 2次侧绝对压力 MPa(abs) S 有效截面积 mm2
工程流体力学-孔口出流和缝隙流
第七章 液体在小孔和缝隙中的流动
孔口和缝隙流量在液压技术中占有很重要的地 位，它涉及液压元件的密封性，系的容积效率，更 为重要的是它是设计计算的基础。 为重要的是它是设计计算的基础 因此：小孔虽小（直径一般在1mm以内）， 缝隙虽窄 宽度 般在 缝隙虽窄（宽度一般在0、1mm以下），但其作用却 以下） 但其作用却 不可等闲视之。
流体力学－杨阳
重庆大学
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在机械设备中相对运动的两个零件其接触面必然有一 定的间隙（缝隙） 间隙的合理确定直接影响到机械的 定的间隙（缝隙），间隙的合理确定直接影响到机械的 性能。 液压系统中泵、马达和换向阀等液压元件都是利用元 件的相对运动进行工作的，处处存在着缝隙流动问题。 缝隙过小则增加了摩擦，缝隙过大又增加了泄漏。正 确分析液体在缝隙中的流动情况，合理地确定间隙的大 小 是非常重要的问题 小，是非常重要的问题。 由于缝隙流动对液压传动的影响极为显著，在液压传 动和机械润滑等方面，经常需要利用缝隙流的理论计算 泄漏量和阻力损失。
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学习重点： 学习重点 ? 小孔的类型和流量压力特性 ?缝隙流形成和类型； ? 不同缝隙流的速度分布和压力分布规律； 不同缝隙流的速度分布和压力分布规律 ? 不同缝隙流的流量压力特性； ? 缝隙流理论在工程中的应用。 基本要求： ? 掌握缝隙流的基本理论（包括重要概念，重要公式和重 要结论）； 要结论） ? 能应用缝隙流理论解决机械工程中的实际问题。
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水泵流量与压力_扬程
水泵流量 Q= 25m^3/h = m^3/s 管道流速取2m/s左右， 则管内径 D=[4Q/]^(1/2)=[4**2)]^(1/2)= 选用管径 D= 70 mm = m,流速V=[4Q/]^(1/2)= m/s 管道摩阻 S=^2/D^=*^2/^ = 2122 水泵扬程 H=h+SLQ^2=170+2122*600*^2 = 231 m 配套电动机功率 N=k =**231/ = kw 注：式中，H——水泵扬程，单位m；S——管道摩阻，S=^2/d^,n为管内壁糙率，钢管可取n=，D为内径，以m为单位。L——管道长度，以m为单位；Q——流量，以 m^3/s为单位。 P——电动机功率，kw；k ——水泵电动机机组的总效率，取50%，选定水泵、电动机后，功率可按实际情况精确确定。 按扬程和出水量来选择，与管道长度无关。 实际计算应为:(要扬程+管道阻力)*(1+泵的损耗).所以应为:(50+10)*=66米 所以泵的扬程应选在65-75米之间,再加上你需要的流量,泵就能 补水泵和给水泵计算方法一样。补水泵的流量Q由需要而定，即单位时间锅炉水补给量。补水泵的扬程由提水高度、锅炉压力水头以及管路的沿程水头损失和局部水头损失而定。设管长为L，沿程阻力系数为k，局部阻力系数为j,提水高度为Z,锅炉压力为P，水的密度为p，重力加速度用g表示，则补水泵扬程: H = Z+P/(pg)+(kL/D)V^2/(2g)+jV^2/(2g) 式中平均流速 V=4Q/（^2），D为管内径。 对于循环泵，流量当然看需要而定，流量确定后，算出循环回路的水头损失总和就是泵之扬程。 水泵排水管路弯头处扬程损失怎么计算???????
液气压传动与控制 流体力学基础(2.4.2)--液压系统的压力损失孔口及缝隙的流量压力特性课后习题
2-11如题2-11图所示为串联液压缸，大、小活塞直径分别为D 2=125mm,D 1=75mm;大、小活塞杆直径分别为d 2=40mm,d 1=20mm ，若流量q=25L/min 。求v 1、v 2、q 1、q 2各为多少？ 题图2-11解： 由题意 41πD 211ν =q ∴ 1ν=4q/π D 21=0.094m/s 又 ∵q= 41πD 222ν ∴2ν=0.034m/s q 1=4 1π(D 21-d 21)1ν=3.86x104-m 3/s=23.16L/min q 2=4 1π(D 22-d 22)2ν=3.74 x104-m 3/s=22.44 L/min 2-13求题2-13图所示液压泵的吸油高度H 。 已知吸油管内径d=60mm ，泵的流量q=160L/min ，泵入口处的真空度为2*104Pa ，油液的运动黏度υ=0.34*10-4m 2/s,密度ρ=900kg/m 3，弯头处的局部阻力系数ξ=0.5，沿程压力损失忽略不计。 题图2-13 解：设吸油管入口处截面为1-1截面，泵入口处的截面为2-2截面 列1-1、2-2截面处的伯努利方程：
ξρραρραP gh u P gh u P +++=++22222121112 2由1u A 1=2u A 2 A ∵1>>A 2 所以1u <<2u ，1u 可忽略不计，且h w 忽略不计∴01=P ,0,011==h u ； )(943.0)min (59.56)1060(41016042 3322s m m d q u ==???==--ππ230012.166410 34.01060943.0Re 43 <=???==--v ud ∴该状态是层流状态，即2 21==αα)(10242a p P ?-=, s H h s m u ==22),(943.0)(08.2002 )943.0(9005.022 2 2a p u P =??=?=ρξξ代入伯努利方程： 08.2008.99002)943.0(900210200024+??+??+?-=++s H )(15.28 .990008 .2002)943.0(900210224m H s =?-??-?=∴液压泵的吸油高度s H 为2.15m. 2-19 题2-19图所示的柱塞直径d=20mm ，缸套的直径D=22mm ；长l=70mm ，柱塞在力F=40N 的作用下往下运动。若柱塞与缸套同心，油液的动力粘度μ=0.784*10-6Pa.s ，求柱塞下落0.1m 所需的时间。
流量与管径压力流速的一般关系
流量与管径、压力、流速的一般关系 2007年03月16日星期五13:21 一般工程上计算时，水管路，压力常见为0.1--0.6MPa，水在水管中流速在1--3米/秒，常取 流量=管截面积X流速=0.002827X管内径的平方X流速（立方米/小时）。 其中，管内径单位：mm，流速单位：米/秒，饱和蒸汽的公式与水相同，只是流速一般取 秒。 水头损失计算Chezy公式 Q=C A Chezy 这里： 3 Q——断面水流量（m /s） C ------ Chezy 糙率系数（m2/s） 2 A——断面面积（m ） R ------ 水力半径（m） S ——水力坡度（m/m） 根据需要也可以变换为其它表示方法： Darcy-Weisbach 公式
由于1.5米/秒。 20--40 米/ 这里： 3 h f 沿程水头损失（mm /s） f ------ Darcy-Weisbach水头损失系数（无量纲） I ――管道长度（m） d ------ 管道内径（mm） v ------ 管道流速（m/s） 2 g ------ 重力加速度（m/s） 水力计算是输配水管道设计的核心，其实质就是在保证用户水量、水压安全的条件下，通过水力计算优 化设计方案，选择合适的管材和确经济管径。输配水管道水力计算包含沿程水头损失和局部水头损失， 而局部水头损失一般仅为沿程水头损失的5~10%，因此本文主要研究、探讨管道沿程水头损失的计算方 法。 1.1管道常用沿程水头损失计算公式及适用条件 管道沿程水头损失是水流摩阻做功消耗的能量，不同的水流流态，遵循不同的规律，计算方法也不 一样。输配水管道水流流态都处在紊流区，紊流区水流的阻力是水的粘滞力及水流速度与压强脉动的结
