Башта Т.М. - Машиностроительная гидравлика (1067403), страница 26
Текст из файла (страница 26)
стр. 165). В соответствии с этим под одним рабочим циклом понимают разовое изменение объема рабочих камер от максимального значения до минимального. Так как объемная производительность насоса находится при нормальных условиях работы в прямой зависимости от числа оборотов, то удобно выражать производительность насоса через его рабочий объем. Исходя из этого расчетную производительность объемного насоса в минуту определяют по формуле ((з() Ч'„= ди = шзп (см'!мин), где д — рабочий объем насоса в с.кэ; в — рабочий объем одной камеры насоса в скз; з — число камер,' п — число оборотов вала насоса в минуту. Фактическая производителшюсть насоса.
Помимо расчетной (теоретической или геометрической), различа1от фактическую (полезную) производительность насоса, под которой понимают подачу жидкости насосом при определенных значениях перепада давления Ьр в камерах нагнетания и всасывания и вяакости жидкости, а также числе оборотов и при прочих параметрах, влияющих на объемные потери жидкости в насосе. Величина этой производительности будет меньше расчетной на величину объемных потерь жидкости бз',7,о которые возникают в результате перетекания жидкости из рабочей полости в нерабочую или в атмосферу (Л();,), а также в реаультате неполного заполнения рабочих камер жидкостью в процессе всасывания и в результате сжатия, в процессе нагнетания жидкости и деформации деталей насоса, определяющих размер рабочих его камер (Лф,').
Последние потери принято называть условными утечками или потерями на всасывании насоса. Количественное сравнение непосредственных утечек жидкости с условными (будем называть их объемными потерямн из-за неполного заполнения рабочих камер насосов) показывает, что последние могут составить в некоторых случаях 75".о всех утечек в насосе. Основными причинами неполного заполнения жидкостью рабочих камер насоса прн прохождении их через всасывающую зону являются малый напор (давление) на входе в насос и сопротивление всасывающих каналов, а также наличие в жидкости воздуха. Сопротивление всасывающей линии, включающее инерционные потери мо1кет привести в зависимости от величины абсолютного давления у входа в насос к разрыву потока жидкости вследствие кавитации.
Появление такого режима насоса особенно реально при высоких числах оборотов. При повышении числа оборотов вала насоса пропорционально увеличивается количество жидкости, проходящбй через подводящие каналы и узел распределения, а следовательно, соответственно увеличивается сопротивление (потери напора). Очевидно, при постоянном давлении жидкости на входе в насос может быть достигнуто такое критическое число оборотов, при котором в насос не будет поступать при данном давлении на входе требуемое для заполнения рабочих камер количество жидкости и при дальнейшем повышении числа оборотов производительность насоса не будет повышаться или будет даже снижаться. При числах обо- ротов выше указан0 ного критического $ значения насос рабо- $ тает в кавитационном режиме (в режи- Й ме голодания). ~0 а 0 000 и, и, и - г и 0 г Перепад 0озпигие ооопо осопогпо0 темпепготеео поепаопоо 0! г! ю Рис.
52. Объеешыс характеристики насоса Для широко применяемых в гидросистемах аксиально-поршневых насосов (см. стр. 166) внутренние потери напора определяются в основном сопротивлением в распределительном узле (окнах питания), а также в каналах, подводящих жидкость к зтим окнам, и в цилиндрах.
Для некоторых типов насосов, в частности для шестеренных и лопастных, к указанным сопротивлениям на входе добавляется сопротивление, обусловленное центробежной силой жидкости при вращении рабочих узлов насоса. Фактическая производительность насоса ~!„ выражается уравнением е.=е,-м.=а,-(м.+йю (132) где г',ет — расчетная (геометрическая) производительность; Гт(г„= Щ;, + Л(г;; — утечки жидкости (включая и условные утечки). На рис. 52, а и б приведены принципиальные графики зависимости производительности насоса от числа оборотов и и перепада б т, и, вагита ЙВВ давлении Лр для случаев отсутствия условных утечек к такой жесткости конструкций насоса, при которой зазоры прн повышении давления не изменяются.
Прн повышении перепада давления фактическая производительность такого насоса ~)„понижается практически линейно. В соответствии с этим линейной будет также зависимость от Ьр величины утечек жидкости Л();„обусловленных перепадом давления. С другой стороны, так как зазоры при изменении оборотов практически постоянны и, кроме того, скорость течения жидкости через зазоры (скорость утечек жидкости) значительно болыпе скорости скользящих пар, образующих рабочие зааоры, величина утечек жидкости через зазоры Лф, почти не аависит от числа оборотов насосов (см. рис. 40, а). При числах оборотов, меньших пю насос не будет развивать требуемого перепада давления. Так как внутренние утечки увеличиваются с повышением перепада давления в системе, то насосы оцениваются по производительности при заданном давлении.
Объемный к. н. д. насоса. Объемные потери в насосе характеризуются объемным к. и. д., который показывает, насколько фактическая производительность (Ч'„) насоса отличается от теоретической (геометрической) (~,), и представляет собой отношение фактической производительности к теоретической: ь ".=е," Теоретическую производительность определя1от расчетным путем или измеряют при медленном (л = 20 —: 30 об!мин) проворачивании насоса н нулевом перепаде давления жидкости между полостями входа и выхода (при нулевой разности уровней жидкости в заборном и спивном резервуарах. См. рис.
172). На основании формулы ((32) можем написать О. Ла, Аń— О.. Чае. (133) Е, О, Объемные потери ясидкостн в насосе уменьшают в п,э „раз его производительность. На рис. 52, в и г приведены типовые кривые принципиальной зависимости объемного к. п. д. насоса (без учета условных утечек) в Функции перепада давления (допускаем, что зазоры с изменением давления не меняются) при постоянной скорости и в функции скорости (числа оборотов) при постоянном давлении. Штриховая ливия на рис.
52, в соответствует насосу с нулевыми утечками (ц, = 4). При расчетах гидросистем значение и, для поршневых машин (насосов и гндромотороз) можно принимать для номинальных режимов равным 0,96 — 0,98. Анализ приведенных формул и результатов опытов показывает, что изменение объемного к. п. и. насоса практически находится 130 Ряс. оЗ. Схема ежектора для позышеаяя давления ка входе з насос б' в прямой аависимости от перепада давления (рис. 52, в). Поскольку теоретическая производительность насоса при бескавитационном режиме всасывания прямо пропорциональна числу его оборотов [см.
выражение (131)), а абсолютная величина утечек жидкости при принятых условиях зависит лишь от перепада давления жидкости и практически не зависит от числа оборотов насоса, объемный к. п. д., насоса с увеличением числа оборотов в некоторых пределах, в которых соблюдается бескавитационный режим работы, повышается (рис. 52, г). Однако подобное повышение объемного к. п. д. и производительности насоса будет происходить лишь до определенных значений оборотов, при которых утечки (см. стр. 128), обусловленные недозаполнением рабочих камер насоса, отсутствуют или столь малы, 3 что ощутимо не изменяют производительностинасоса.Приболеевысоких числах оборотов условные утечки станут превалировать над основными, и поскольку с увеличением числа оборотов опи относительно возрастают, то объемный к. п.
д. при этом пониягается (рис. 52, д). 2 Понижение объемного к. и. д., наблюдаемое при повышении оборотов выше ью обусловлено объемными потерями на всасывании (кавитацией). До оборотов и, величина к. п. д. определяется утечками череа аазор в результате перепада давления. Очевидно, оптимальным диапазоном чисел оборотов в этом случае является диапазон от и, до и . Капитания в насосе сопровождается пульсацией давления жидкости и шумом. Эти пульсации обусловлены обратным потоком жидкости из нагнетательной полости насоса, который сопровождается гидравлическими ударами и в результате чередующихся ударов — пульсацией давления в нагнетательной магистрали насоса.
Амплитуда этих пульсаций может при известных условиях достигать величины, вызывающей разрушение насоса. Возможность возникновения кавитации можно уменьшить рациональным выбором режимов работы гидравлической системы и правильным конструктивным выполнением ее агрегатов, однако полностью исключить это явление можно лишь применением вспомогательных насосов подкачки, а также повышением давления во всасывающей линии насоса. В частности, повышение давления во всасывающей линии насоса часто достигается путем применения специального эжектора (см.
стр. 47), устанавливаемого на сливной линии системы (рис. 53), с помощью которого можно повысить давление на входе в насос, используя скоростной напор нсидкости, выходящей иа сопла 2 эжектора. Сливная магистраль 1 гидросистемы в этом случае соединяется с зжекторным устройством, с помощью которого во всасывающий канал насоса может дополнительно поступить под ивбыточным давлением некоторое количество жидкости через канав 3, соединенный с бачком. Минимальное значение числа оборотов насоса определяется его герметичностью (утечками жидкости), а максимальное — надежностью заполнения рабочих камер жидкостью.
При уменьшении числа оборотов его расчетная производительность пропорционально уменьшается, в то время как непосредственные утечки сохраняются при всех прочих равных условиях практически постоянными; в результате при известных числах оборотов полезная производительность и объемный к. п. д. насоса могут снизиться до нулевого значения. Опыты показывают, что величина утечек жидкости через зазоры Л();, обратно пропорциональна ее вязкости, в соответствии с чем объемный к.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
