Башта Т.М. - Машиностроительная гидравлика (1067403), страница 29
Текст из файла (страница 29)
11асосы этого типа малых размеров выполняют для давлений до 1000 кГ~ем', причем до 200 — 300 кГ~ем' выполняют с золотниковым распределением и при более высоких с клапанным. Цилиндры обычно располагают в несколько (от двух до шести) рядов, вследствие чего получают высокую производительность насоса или большой крутящий момент на валу гидромотора (см.
рис. 59). В одном ряду обычно располагают от 5 до 13 цилиндров. Эти насосы отличаются высоким сроком службы. Так, например, некоторые зарубежные фирмы (ГДР и ФРГ) выпускают подобные насосы на ресурс работы в 20 000 — 40 000 ч (мощность 580 квт). Производительность насоса. Расчетная (теоретическая) производительность насоса за один оборот (рабочий объем) равна объему, описываемому его поршнями: где й= — ',"'". Ы.чх„ Для привода, у которого размеры насоса и мотора одинаковы, коэффициент Й = 1, поэтому (154) Моторы этого типа устойчиво работают при минимальном числе п =5 —:10 об(мин. (155) Равномерность потока (подачи) жидкости. Мгновенная расчетная подач» одним поршнем насоса при нулевом давлении пропорциональна относительной скорости р, его движения в цилиндре д' = (',„„~.
(156) Г Из расчетной схемы поршневого узла насоса, представленной на рис. 56, следует (допускаем, что точка контакта плунжера со статорным кольцом расположена на оси Рис. 66. Расчетная схема радиальноплунжера), что при повороте поршневого насоса цилиндра из верхнего (вертикального) положения на угол у = шГ поршень переместится в цилиндре на величину пути х = (е + г) — (е соа у + г сов а) . Скорость относительного движения поршня г', „в цилиндре определится как производная х по времени 1 ех ств=д,— Так как угловая скорость ш = „†, получим Й' еЬ. ~ ошн 7 г в!пт Учитывая, что — = —., находим в результате дифференциро- е шла' вания и преобразований упрощенное выражение для мгновенной скорости поршня = еш (а1п у+ й„з1п 27) I.
(157) стах ат!и (птах пт!и) ЧРР %пах + ат!п (159) где дтах и дт1, — максимальное и минимальное значения суммарной мгновенной подачи; птах + хт!и !х р 2 — среднее значение подачи [см. выражение (151)]. 142 Графически скорость (г,т„движения поршня представляет собой сумму полусинусоиды и полной синусоиды. Подставив аначение аг,п,„в выра!кение (156), получим мгновенную подачу одним поршнем: д =1сох (31пу+ 2 81пу).
Суммарная мгновенная подача всех поршней, находящихся в рабочей полости, составит 9' = 7еа! (зал 71 -1- — эхп 27, ! + /е!» ! з! и у, + -'- эш 27) + 2г 1! '~ х йг + ~ет (з1п ух+ — з1п 2уа) +..., (158) где у„у„уа — текущие углы, образованные осями цилиндров— осью мертвых положений. Из выражения (158) следует, что подача я!идкости насосом будет пульсирующей, причем чем больше число поршней, тем меньше будет амплитуда и больше частота пульсаций подачи. Для однорядных насосов с четным числом цилиндров число пик, приходящееся на угол поворота 180', равно числу цилиндров, а для насосов с нечетным числом — удвоенному числу цилиндров. Амплитуда пульсаций подачи при нечетном числе цилиндров будет соответственно меньшей, чем при четном.
На рис. 57, а приведены расчетные графики колебаний подачи жидкости с числом цилиндров г = 5 и з = С в функции угла поворота цилиндрового ротора. Заштрихованные участки характеризуют степень неравномерности подачи (расхода). Более высокая неравномерность подачи при четном числе цилиндров обусловлена тем, что цилиндры расположены диаметрально противоположно, т. е. в мертвом положении одновременно будут находиться два цилиндра. Если два или несколько насосов работают одновременно в системе, например в авиационных гидросистемах, в которых насосы размещаются на нескольких авиадвигателях, величина амплитуды пульсации давления может значительно возрасти вследствие совпадения ее фаз.
Неравномерность (пульсацию) потока жидкости обычно оценивают коэффициентом, характеризующим отношение изменения текущего расхода (амплитуды волны мгновенной подачи) к среднему его значению: Для практических расчетов коэффициента Л однорядного насоса можно пользоваться эмпирическими выражениями1 при нечетном числе цилиндров г Лт — ',; Л,=1 — сов —, 1,25 90' (1661 при четном числе цилиндров з Ье —,,; Лз = 1 — соз— 5 181Г (161) Величины коэффициента Ь для различных значений з приведены ниже: з в шт.
5 6 7 8 9 10 11 12 Л в ага 5,0 13,9 2,6 7,8 1,5 50 1,0 3,5 На рис. 57, б даны расчетные кривые неравномерности подачи в процентах в зависимости от числа цилиндров. щви ах 002 ГВ вь,ви ббу И 00% ~0 Вйво 5 б 7 В У г бг г*б а! Рнс. 57. Графики колеоаннй подачи и давления жидкости радиально-поршневых насосов и графики, характеризующие влияние числа цилиндров на равномерность подачи рама в1 При числе рядов цилиндров т многорядного насоса, не смещенных один относительно другого, с г цилиндрами в ряду величина расхода и момента увеличивается в и раэ при сохранении коэффициента Л неравномерности.
Очевидно, для получения минимальной пульсации рационально располагать цилиндры так, чтобы все они работали поочередно, 660' со смещением по фазе на угол ~р= —; пульсация потока в атом случае будет соответственно меньшей. Колебания потока вызовут при нагруаке насоса колебания (пульсации) давления, которые будут выше первых. Пульсация давления представляет сложный негармоннческий процесс, ее характер изменяется не только у насосов различных типов, но она различна и для насосов одного типа. Форма и величина пульсации зависят от конструкции и режима работы пасоса, свойств жидкости и прочих факторов, которые для точного расчета практически невозможно учесть. Как показали испытания, неравномерность подачи жидкости и пульсации давления, вычисленные с учетом лишь кинематики насоса, могут вначительно отличаться от фактических данных, полученных при испытании.
Пульсация давления связана с пульсацией подачи зависимостью, вытекающей из теории гидравлического удара: яр =~- пЧ где Ир и Ыд — изменение давления и расхода жидкости в некоторой точке трубопровода; р — плотность жидкости; Я вЂ” площадь сечения канала; я в )/ "" скорость распространения звука в трубопро- Р воде, заполненном жидкостью; Е„„— приведенный объемный модуль упругости жидкости и трубопровода. В пульсациях давления, создаваемого насосом, можно выделить ряд составляющих колебаний, причем частота высокочастотных составляющих как правило в 10 — 12 раз выше периодичности работы плунжеров.
Наличие в пульсирующем давлении насосов составляющих колебаний с высокой частотой, в несколько раз превышающей плунжерную частоту, обусловлено тем, что на пульсации влияют волновые процессы в напорном канале и прочие факторы. На рис. 57, в приведена типовая осциллограмма волны (пульсации) давления на выходе многопоршневого насоса. Пульсации давления могут привести к разрушению труб, а также вызвать вибрацию клапанов и прочей гидроаппаратуры. Фактическая величина пульсации значительно выше расчетной (на 30 кГ/см' и выше). На фактическую величину и форму пульсации в первую очередь влияют особенности распределительного узла насоса (величины перекрытий, формы и размеры окон и пр.).
В частности, при работе под 'давлением неравномерность подачи и пульсации давления будут зависеть от степени 144 заполнения цилиндров жидкостью к моменту перехода их из полости всасывания в полость нагнетания и наблюдающегося при этом обратного потока из последней, причем неравномерность, определяемая атим фактором, значительно превышает неравномерность, обусловленную кинематикой движения поршня.
Действующие силы. Усилие давления жидкости на поршень янз насоса направлено по его оси и равно Р = —, р (см. рис. 56), где Н вЂ” диаметр поршня; р — давление жидкости. В точке контакта поршня со статорным кольцом возникает в реаультате воздействия силы Р нормальная к поверхности кольца сила Хн реакции последнего которую можно разложить яа составляющие: Р„, направленную по оси поршня, и Т„, направленную перпендикулярно к оси. Из условия равновесия поршня следует, что составляющая Р„, направленная по оси поршня, равна по величине и обратна по знаку алгебраической сумме сил, действующих со стороны поршня по его оси.
К этим силам относятся указанные усилия давления жидкости ка поршень, усилие сжатия пружины, сила инерции поршня в относительном движении, сила трения и пр. В дальнейшем будем учитывать лишь силу Р давления жидкости. Нормальная к оси поршня составляющая создает крутящий момент, причем при работе агрегата в качестве насоса составляющая Т„преодолевается приводным моментом, приложенным к его валу, а при работе агрегата в качестве гидромотора составляющая Т„создает момент, приводящий цилиндровый его блок во вращение. Сила )Ун реакции статорного кольца нагружает это кольцо и распределительную цапфу, а также определяет величину контактных напряжений на головке плунжера и поверхности кольца: Пользуясь обозначениями, принятыми на рис.
56,можно написать для одного цилиндра насоса (162) Т„=Р„1иа; (163) Л' = — ", н сова' где а — мгновенное значение угла между осью цилиндра и радиусом статорного кольца (барабана). Согласно рис. 56 г юпу е ежа' Заменяя угол у равным ему углом 180' — О, можно написать г Мп (180' — О) вша 145 откуда е!п (!80 — З) е . е з1па= =з)п 8 —; г г е! а= агсз1п (з1п 8 --~. г)' Подставив значение а в уравнения (162) и (163), получим Т„= Р„!д [мсз1~ (я~ 8 — Д; Лг н сов[атее!е (е!в 8 — ! ! г/! (164) (165) где р — мгновенное значение плеча, равное расстоянию от центра цилнндрового блока до места приложения указанной составляющей.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
