Башта Т.М. - Машиностроительная гидравлика (1067403), страница 21
Текст из файла (страница 21)
Практически толщина адсорбцнонных слоев минерального масла на поверхности твердых тел (металла), обладающих высокой упругостью формы, способной надежно противодействовать выдавливанию его из аазора составляет от одного до нескольких десятых долей микрометра. Толщина же слоя, обусловливающего облитераципт щели, с учетом влияния загрязнений масла, равна для распространенных их марок 4 — 5 мкм, в соответствии с чем полная облитерация может наблюдаться лишь в щелях шириной 8 — 10 зткм.
Интенсивность процесса образования рассматриваемого слоя зависит при всех прочих равных условиях от расхода жидкости через щель, повышаясь с увеличением его. Такая зависимость объясняется тем, что с увеличением расхода жидкости увеличивается количество проходимых через щель в единицу времени полярно-активных молекул н частиц аагрязнителя. В соответствии с зтим интенсивность заращивания зависит при всех прочих равных условиях от величины перепада давления жидкости, увеличиваясь с его повышением. На рис. 42 представлены кривые зависимости снижения утечек масла АМ1'-10 через плоскую щель размером 6 зикм (шнрина щели 30 эгм и длина по ходу утечек 27 мм) в зависимости от перепада давления. При смещении с места одной из поверхностей, образующих щель (плунжера и пр.), облитерированный слой разрушается и утечка жидкости восстананливается практически в первоначальном объеме, после чего процесс уменьшения утечки повторяется.
Этот слой обычно разрушается (проталкивается через щель) также при скачкообразном повышении (забросах) давления и при работе гидроагрегатов в внбрационных условиях. Гидростатнческий подшипник В современных конструкциях высокооборотных насосов н гидромоторов (см. стр. 192) применяются гидростатические опорные пяты (нодшипники), в которых смазка эффективна при сколь угодно малых скоростях, что очень важно, например, при пуске гидромотора.
Смазка в этих подшипниках обеспечивается подачей в зазор между трущимися поверхностями жидкости под таким давлением, прн котором внешняя нагрузка уравновешивается сз Р, Рис. 43. Расчетная схема торцового гидростатичссного подшипника (а) и схема рязгруткеннай опорной пяты поршня насоса (о) силой давления жидкости и одна из скользящих поверхностей всплывает, теряя прн этом нонтакт с другой. Благодаря этому представляется возможным воспркнять масляной пленкой большие нагрузки без контакта металлических поверхностей.
На рис. 43, а покааана расчетная схема подобной кольцевой гидростатической пяты. Для разгрузки подвижного элемента 1 в его камеру й подводится через отверстие 8 в опорной детали 2 жидкость под давлением ро, усилие которой создает в зазоре между плоскими деталями 1, 2 ткидкостную пленку, воспринимающую внешнюю нагрузку 1'. 101 Подставив значение в = 2пг и Ь = дг, получим (р = — (г.
е0тт агфа (97) Суммируя перепады на радиусе г от Л до г, находим давление: е0т1'лг е0т л Р = — 1 — = — !П вЂ”. яФЛ,) г лад г ' г (98) Для г = Лс имеем р = ро в результате уравнение для расхода жидкости через плоскую щель примет вид (99) Грузоподъемность подшипника определится по выражению к Р=р,пЛз+ ~ р.2ягй. ко Подставив аначение р из выражения (98), получим и Р=р,я77,+— ' "",~ ~ (и(— " )г~., о Подставив из уравнения (99) значение () и произведя интегрирование, получим выражение для расчета грузоподъемности кольцевого гидростатического подшипника: (100) В большинстве конструкций гидромашин гидростатические (плавающие) подшипники (пяты) питаются от рабочей среды атой машины без применения вспомогательного источника давления.
Одна из конструкций подобной пяты, примененной в конструкциях поршневых насосов с осевым расположением поршней представлена на рис. 43, б. Подвод жидкости из рабочего цилиндра насоса к скользящим сферической и плоской поверхностям осуществляется через осевые каналы поршня 1 и опорного башмака (пяты) 3. Этот подпятник предназначен для восприятия нагрузки от силы рабочего давления р, жидкости на поршень 1 диаметром 1). 103 Для нахождения градиента давления р для рассматриваемой плоской кольцевой щели в функции ее радиуса г преобразуем уравнение (85): Ьр 120тт (96) й пмх' Условие равновесия действующих в атой схеме сил имеет вид В' Л~ — Л', '1 2 ~з1пЛ!Ло ' (10$) где р,и р, — давление, развиваемое насосом,и давление в камере (проточке) опорного башмака.
Расход (утечка) жидкости через торцовую щель может быть вычислен по уравнению (99) с заменой р, на р;. р лрм~з (т02) бтра 1п Л/Ло ' Приравнивая этот расход к расходу через капиллярное осевое отверстие в поршне, вычисляемому по уравнению (51), получим уравнение для определения диаметра Ы отверстия: (р, р~) а4 р,за / 21 Зрят 128Ь 61в Л)Л~' У (р1 — рз) 1в Л/Л~ ' ГИДРАВЛИЧЕСКИИ УДАР 103 В связи с применением высоких скоростей течения жидкостей в трубопроводах гидросистем современных машин (в ряде случаев эти скорости достигают 30 .к!сек), а также в связи с распространением в них быстродействующих распределительных устройств (скорости переключения доведены до тысячных долей секунды) важное значение приобретают вопросы, связанные с эффектом гидравлического удара, прн котором забросы давления могут достигать четырехкратной величины рабочего давления в гидросистеме.
Подобные забросы снижают ресурс работы трубопроводов и агрегатов, а в отдельных случаях могут вызвать их разрушение; в частности, при гидроударах наблюдаются случаи разрушения охлаждающих радиаторов, корпусов фильтров и прочих гидро- агрегатов. Кроме того, ударные забросы давления служат ложными сигналами, вызывающими нежелательные срабатывания датчиков и реле различных автоматических гидравлических приборов. Гидравлическим ударом в общем случае называют забросы давления, сопровождающие всякий переходный процесс в жидкости от одного установившегося режима в жидкости к другому, обусловленный, к примеру, пуском и остановкой гидравлического механизма или иным изменением режима его работы.
В частности, переходные процессы в гидросистемах с насосами постоянной производительности в основном обусловлены периодическими срабатываниями автомата раагрузки насоса, переключающими насосы на рабочий или холостой режим. Аналогичное явление наблюдается и при переключении распределителей.
Испытания покааали, что при переключении распреде- лителей с положительным перекрытием (см. рис. 190, а) и клапанной разгрузкой насоса забросы при рабочих давлениях 100 кГ(см' достигали значений 150 вГ!см' и выше (максимальное давление достигало 250 кГ(иаз). Увеличение длины сливного трубопровода повышает заброс давления прн срабатывании автомата вазгруаки. Из всего многообразия возможных форм, аадающих возмущений, вызывающих гидравлический удар, нами будут рассмотрены лишь случаи возмущения, вызванные скачкообразным изменением скорости жидкости, при котором гидравлический удар достигает максимального значения.
Расчет величины ударного давления производят, пользуясь уравнением живых сил, согласно которому кинетическая энергия движущейся жидкости преобразуется в работу упругой деформации стенок трубы и сжатия жидкости. Для случая мгновенного полного перекрытия прямолинейного отрезка простого трубопровода, заполненного движущейся жидкостью, ударное повышение давления может быть вычислено по уравнению ~. Е. Жуковского (см. стр. [36!): (104) Ьр =рпея~ где р — плотность жидкости; а — скорость ударной волны (скорость распространения импульса давления) в жидкости, заключенной в трубе; мз — начальная скорость движения жидкости в трубе (до начала перекрытия трубопровода).
Приведенное выражение будет справедливо, если перекрытие трубопровода произошло «мгновенно», т. е. для <лучая, когда время ~ перекрытия трубопровода меньше аначения так называемого периода трубопровода (фазы удара) т, под которым понимается время пробега ударной волной двойной длины рассматриваемого участка трубопровода (от задвижки до источника расхода и обратно): 2Л г(т где Ь вЂ” длина участка трубопровода от источника расхода до задвижки. При этом условии перекрытие трубопровода заканчивается до того, как обратная ударная волна, отраженная от источника расхода, вернется к задвизкке.
Гидравлический удар при этом определится полной потерей жидкостшо скорости, в соответствии с чем повышение давления будет максимальным. Подобный гидравлический удар принято называть полным или прямым. Из сказанного следует, что заброс давления при прямом гидравлическом ударе достигнет предельного аначення лишь на том участке трубопровода, считая от аадвижкн (перекрывного крана), по которому успеет распространиться прямая ударная 104 волна, возникающая в момент полного закрытия задвижки, до встречи ее с обратной волной, отраженной от источника расхода. Очевидно, что максимально возможное для воаникновения прямого гидравлического удара значение времени перекрытия гт.
трубопровода (закрытия крана) равно т= —. Предельное ударное давление, равное по величине ударному давлению при мгновенном перекрытии трубы, будет наблюдаться при этом значении ~ лишь у самой задвижки. В остальных же сечениях по мере приближения к источнику расхода повышение давления снижается до значения давления в последнем. 2Ь При условии 1) т= —, т. е. при более медленном, чем раса ' смотрено выше, перекрытии трубопровода, ударное повышение (ааброс) давления определится лишь той частью начальной скорости жидкости Ли = иэ — в, которая будет потеряна (погашена) за время, равное периоду трубопровода т.
При этом условии обратная волна, отразившись от источника расхода, возвратится к задвижке (крану) раныпе, чем трубопровод будет полностью перекрыт. Подобный удар принято называть непрямым или неполным. Ударное повышение давления в этом случае определится выра- жением лр„=рлиа, (105) Заброс давления Лр„при непрямом (неполном) ударе (г > т) мол<ет быть вычислен также по выран<ению лр„= —, лр„. т (107) С учетом предыдущих уравнений последняя зависимость может быть представлена в виде (108) 105 где Ли = иэ — и — уменьшение (потеря скорости жидкости в трубе), вызванное частичным перекрытием ее задвижкой, за время, равное периоду трубопровода т; иэ — начальная скорость движения жидкости (скорость до начала перекрытия трубы); и — измененная скорость жидкости (скорость к моменту прихода к задвижке обратной ударной волны, отраженной от источника, расхода). Допустив, что изменение скорости потока з трубе протекает равномерно, расчетное значение потери скорости Ли эа время т можно приближенно вычислить по выражению "о (106) Скорость ударной волны.
Входящая в приведенные выражения скорость а ударной волны (импульс давления) в упругой жидкости, заключенной в упругий трубопровод, определяется по уравнению (109) )( р( — + —,) ~/ 1+— где р — плотность жидкости; о) и е — внутренний диаметр и толщина стенки трубы; К вЂ” объемный модуль упругости жидкости; для деаэрированного минерального масла можно принять К = = 1,6 10' кГ)ем', Š— модуль упругости материала трубы; для труб иэ стали 1Х18Н9Т можно принимать Е = 2 ° 10' кГ~емо.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
