Башта Т.М. - Машиностроительная гидравлика (1067403), страница 59
Текст из файла (страница 59)
н или Чмнм Чн нЧаб. н Чаб. м поскольку ин = пм, имеем Чл об, л (336) (е и (е — расчетные расходы машин (насоса н мо- тора); дн и дм — регулируемые рабочие объемы насоса и мотора; ин н ил; Ч,б ни Ч,б — числа оборотов и объемные к. и. д. насоса н мотора. Из етого выражения находим рабочий объем дн насоса Н: где 1 йи Чля Ч =Ч вЂ” нлн — '* =Ч б, Чл лоб (337) т. е. требуемое отношение рабочих объемов лютора и насоса определится объемным к.
и. д. испытательной установки. При установке приводного электродвигателя непосредственно нн валу гидромашин развиваемый км крутящий момент еле йти еее ЧнбРн ЧмЬРмкмех, м (333) Чмех. н м ле* м 2клмех. н 2к 204 Поскольку анаменагель правой часта последнего выражения пРеДставлает объемный к, п. Д.
всей Установки Ч,б = Ч,бн Ч,б„, получим где М = — и М = — — — расчетные значения крутящего ЧнЛРн НмЛРм и йл момента насоса (Н) и мотора (М) (см. выражение (138)1; Ч„„н и Ч,„м — механический к. и. Д, насоса н мотоРа, Принимая™приближенно Лрн он Лр = Лр, получим ЛР (' Ч е 2л ( Ч ДмЧмех. м) 2лч ( е Чмех. мЧмех.
н/ ( Чмех. н мех. н ( Чн (1 — ~,"- Ч.„х .Ч.... „). (339) ПосколькУ Ч „„„Ч,х н = Чм„„, где Ч,х — полный механический к. и. д. всей установки (насоса и мотора), а также учитывая выражение (337), можем написать М, = "— (1 — ЧоаЧл„х) = " (1 — Чнол)е (340) Чмех. н. мех, н. где Чн.,н = ЧоаЧ „— полный к. п. д. обеих машин. В том случае, если рабочий объем гидромотора не регулируется, то он должен быть меньше рабочего объема испытываемого насоса на величину утечек в установке. Мощность на валу приводного электродвигателя определится выражением А — Ун (1 Ч ) Чмех.
и (341) где ӄ— расчетная мощность испытываемой гидромашины (насоса) Н. Аналогичным путем можем получить выражения ~~™ Чнолн ' Чнолн Чечн (343) где Ч, и Чр — к. п. д. варяагора скорости и клиноремепной передачи. 305 Слодовательно, мощность на валу гидромашины, работающей в мотоРном Режиме, в Ч„,„н Раз меньше моЩности гиДРомашины, работающей в насосном режиме. В том случае, если привод машин осуществляется череа промежуточные звенья (редукторы и пр., см, рис. 173, а), необходимо учесть механические потери в них. В частности для системы, показанной на рис. 173, а, к рассмотренным выше потерям добавляются потери в варнаторе (редукторе) 3 н клиноременной передаче.
В атом случае мощность на валу приводного электродвигателя На рис. 173, б приведена схема системы вамкнутого типа с подводом в систему гидравлической энергии. Система состоит из связанных валами двух регулируемых объемных насоса Н и гидромотора М, а также вспомогательного насоса 1 с приводным электродвигателем 2, с помощью которого в систему подается внешняя энергия. Отношениями рабочих объемов д„!д„машин, н перепадов давления — определяется объемный и полныи к.
п. д. установки: Лги лям (344) Чоа ' дя Чполн' Установка применяется при давлениях 350 кГ(см' н выше. Рассмотренные системы не могут быть применены для испытания двух нерегулируемых гидромашин с равными рабочими объемами, так как в основе принципа нх работы залеплено неравенство д„~ т.„. Для испытаний яерегулируемых насосов применяется система дроссельного регулировании с механической компенсацией и параллельным питанием (рис. 173, в), а такхсе система с сочетанием параллельного и последовательного питаний (рис. 173, г).
Первая система (см. рис. 173,в) состоит из двух нерегулируемых гидромашин (насосов) 8 и б,жестко связанных с приводным электродвигателем 4. Вспомогательный насос 2, приводимый электродвигателем 1, включен в рабочую магистраль гндромашин 8 и 5 параллельно. Нагрузка осуществляется с помощью подпорного клапана б. Эта система не допускает регулирования скорости вращения испытываемой машины. В схеме с параллельным и последовательным питанием (рис.
173, з) испытываемые регулируемые гидромашины 1 и 2 связаны мен<ду собой залами, а также жидкостной магистралью. Система снабжена регулируемым насосом 8, приводимым электродвигателем 7, и вспомогательным насосом 4 малой производнтольности, приводимым электродвигателем б. Нагруяшнио испытываемых машин 1 и 2 осуществляется дросселем 8 и подпорным клапаном 8, слуя ащнм для слива избытка жидкости, поступающей от машины 2 в насос 8.
Нетрудно видеть, что путем изменения (регулирования) рабочих объемов машин, а также регулирования затяжки клапана б и регулирования дросселя 8 представляется возможным создать требуемые скоростноп и силовой режимы работы испытываемых гндромашин 1 и 2. Практика показывает, что подобная установка допускает регулирование скорости от 5 до 1500 об)л~ия, 306 Шум в гидросистемзх Работа объемных насосов и ряда прочих агрегатов и элементов гидросистем сопровождается шумом, уровень когориго является в большинстве случаев показателем совершенства их конструкции, а такн<е характеристикой качества изготовления и монтажа.
В частности показатель по шуму, издаваемому насосом, носит столь закономерный характер, что по его уровню представляется возможным оценивать, дополнительно к существующим методам контроля по гидравлическим и механическим параметрам, качество насоса. При некотором н<е значении уровня шума он служит сигналом о наличии в рабочем процессе насоса дефектов, могущих нарушить надежность его функционирования. Поскольку в производственных условиях шум может представить угрозу для здоровья человека, при оценке его учитывают также санитарные требования.
Единицей для намерения шума принят децибел (дб), определяемый логарифмом отношения измеряемого авукового давления к условному (эталонному) давлению. Для ориентировочной оценки можно указать, что уровень шума внутри турбовинтового лайнера соответствует 110 дб, внутри автомобиля при скорости движения 70 км!ч — 80 дб и разговорной речи на расстоянии 1 м— 60 дб. Уровень шума роторных поршневых насосов аксиальных и радиальных типов средних мощностей (15 — 20 квт) при давлении жидкости 200 кГ(си' и числах оборотов 2000 — 2500 в минуту соответствует 80 — 90 дб.
Возбудителями шума в гидравлических системах служат в основном колебательные процессы гидродинамического (колебания потока и давления) и механического (вибрации механических элементов) происхождений. К источникам шума гидродинамического происхождения относятся также процессы, имеющие место при кавитации жидкости. Шум при работе насосов Ф Основным возбудителем (генератором) шума в гидравлических системах является в большинстве случаев насос.
Частотный спектр возбуждаемого им шума состоит из негармопических составляющих, вызванных колебаниями давления жидкости и механическими колебаниями (вибрациями) деталей насоса. Колебания давления в основном вызываются пульсацией потока жидкости, обусловленной законом перемещения рабочих органов (зытеснителей) насоса, а также особенностями рабочего процесса.
Пульсации потока в результате гидравлического сопротивления выходной магистрачи и сил инерции заполняющей ее упругой жидкости сопровождаются колебаниями давления, вызывающими вибрации (колебания) узлов самого насоса и элемен- 307 тоз гидроспстемы, которые, в свою очередь, сопровогкдаются звуковымн колебаниями. Настотнля составляющая этих колебаний, кратная числу рабочих органов насоса (иоршпей н пр.) и числу его оборотов (плунягорная частота), является основной в спектре шума насоса. На эту частоту накладываются высокочастотные гармоники, а таки<о частоты, вызываемые колебательным процессом в гидросистеме, н частоты, обусловленные прочими факторами (кавитацией жидкости в насосе, колебаниями подшипников и пр.). В результате развинается сложный колебагельный процесс н соответственно — сложный звуковой спектр с широким диапазоном частотных составляющих, многие из которых в несколько (15 —:20) раз превышают периодичность работы плунжеров насоса.
На рис. 174, а в качестве примера приведена спектрограмма шума в 5/л октавной полосы, обусловленного волной давления па 05 00 00 з 70 00 ы Ъ йт выходе многопоршневого насоса, осциллограмма которой была приведена на рпс. 57, в. На рнс. 174, б показаны характеристики шума в аксиальпо-поршневом 2 и пластипчатом 8 насосах. Основной (плупжерной) частотой этих насосов является частота 250 вц.
Имеющиеся здесь гармоники частот в 1000 и 2000 гц обусловлены колебаниями подшипников качония и пластин. С плунжерной частотой происходят также колебания давления, вызванные пульсацней потока, происходящой при переходе рабочей камеры пасоса через перевальную рааделительную перемычку между окнами всасыиапня и нагнетания. Механизм возникновения последних колебаний применителыю к роторным аксиальпо-поршневым насосам с плоским распределительным диском (см. рис.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
