Башта Т.М. - Машиностроительная гидравлика (1067403), страница 60
Текст из файла (страница 60)
73) можно схематически представить в следующем виде. После того как цилиндр с замкнутой в нем жидкостью пройдет через перевальную (разделительную) перемычку распределителя, он вступит в соединение с соответствующим ок- 10 50 г00 700 лщ гл 50 100 Нав 5000га Частота частота а) ю Рис. 574. Спектр шума (звукового давления) я 'й октаяиой полосы волны давления мпогопоршнеиого роторного насоса 1 й характеристики шума, возникающего и пластинчатом 0 н роторном лксилльно-поршневом 8 насосах пом (полостью) нагнетания или всасыванпя насоса.
Если в момонт этой коммутации давление в цилиндре будет отличаться от давления в окне, с которым он соединяется, то произойдет мгновенное выравнивание давления, сопровождаемое ударными язлонинми (»выстреливанием» рабочих камер) и соответственно звуковым эффектом. В частности, в момент коммутации цилиндра с окном нагнетания возникнет обратный поток жидкости в цилиндр из этого окна, сопровождающийся забросом давления (гидравлическим ударом) в цилиндре, что, в свою очередь, вызовет колебания нагруя<енных деталей насоса. Образование указанной волны давления повторяется при каждом последующем танте.
Колебания давления в камерах насоса, обусловленные обратным потоком жидкости, распространяются через жидкость в напорну<о магистраль гидроснстемы и в ее отводы, возбуждая в них волновые процессы и вибрации механических элементов системы (трубопроводов и пр.). Размах колебаний давления при указанном волновом процессе и соответственно уровень вибраций и возбуждаемого шума зависят в основном от мгновенной мощности обратного потока жидкости при выравнивании давлений, определяемой, з свою очередь, перепадом давления в цилипдро и окно нагнетания, а также полнотой заполнения цилиндра жидкостью при проходе им зоны всасывания и характером его канализации при переходе через поревальную перемычку.
Очевидно, если цилиндр отсечь при всасывающем ходе его поршня от окна всасывапия задолго до прихода к нейтральному (мертвому) полон<ению, то цилиндр не будет полностью заполнен жидкостью, ввиду чего забросы давления, вызванные обратным потоком к<идкости, могут быть значительными. Этим условиям соответствует превышение угла упреждения <р< (для данного направления арап<ения цплнндрового блока) над углом запаздывания <р» в распределении (<р< ) <р»; см. рис. 73, б). Аналог«чное явление будет наблюдаться также в случае работы насоса в рен<име н<идкостного «голодания» при всасывании, в результате которого рабочие его камеры будут также приходить к полости пагне<апия заполненными жидкостью частично. Обратный поток жидкости пз нагпетательноп полости насоса в рабочую камеру и сопровождающие его забросы давления будут наблюдаться, хотя и в меньшей мере, так>ке и в случае полного ааполнения цилиндров жидкостью при проходе зоны всасывания.
Обратный поток в этом случае вызывается тем, что для сжатия заключенной в цилиндре жидкости до выходного давления в него из полости нагнетания насоса должен поступить некоторый объем жидкости, величина которого определится в основном перепадом давления в полостях всасывапия и нагнетания насоса, а также приведенным модулем объемной упругости жидкости (рабочей среды) и объемом цилиндра. Описанныи механизм образования шума применим и к насосам иных типов. Имеют также место специфические для конкретного типа насосов источники шума.
В частности корпусы шестеренных и пластинчатых насосов служат элементом объемного механизма, ввиду чего колебания давления в них вызывают вибрации корпусов, могущие служить дополнительным фактором, повышающим шум. В шестеренных насосах более сложно, чем в насосах иных типов, регламентировать закон изменения давления в защемленном объеме, вследствие чего скачки давления (авыстреливание» рабочих камер) могут достигать в ннх высоких значений.
По этой причине шестеренные насосы обычно отличаются от поршневых более высоким шумом. Практика показывает, что дд ь ус ~00 ай 05 бд дд ~ К100 Й $ 00 йод 190 230 рад/сок Скорость дала ау Дадкение к1идкссти 0) Рис. 175. Крквые уровня шума акскальво-поршяевого насоса в аависвыостк от скорости вращения вала к давлевкя жидкости шум серийных прямозубых шестеренных насосов мощностью до 10 кат находится при давлении 100 кГ7сма и 1 500 об!.кин в пределах 80 — 90 дб. С увеличением давления и числа оборотов он повышается, достигая значений 110 дб и выше.
Значительное место в спектре шума насосов занимают составляющие, обусловленные колебаниями (вибрацией) нагруженных деталей (приводных валиков, подшипников, рычагов и пр.). В частности в аксиальных поршневых насосах такимн деталями являются узлы привода блока цилиндров и поршней, в особенности при наличии в них люфтов. Источниками шума насосов последнего типа с автоматическим регулированием подачи зачастую служат также колебания механизма регулирования, которые сопровождатотся пульсацией подачи и соответственно колебаниями давления на выходе йасоса. На уровень и спектр шума насосов влияет также ряд прочих факторов и в первую очередь угловая скорость вала и давление жидкости на выходе (рис. 175, а и б).
В шестеренных насосах шум в значктельной мере обусловлен соударением зубьев, находящихся в аацепленни, и вибра- 310 цией самих зубьев. С увеличением нормального люфта в аацеплении уровень шума повышается. Резкое повышение уровня шума наблюдается при работе шестеренного насоса в режиме жидкостного голодания при всасывании, характерном резкими колебаниями давления па выходе, сопровождаемыми интенсивными соударениями зубьев, находящихся в зацеплении и вибрацией прочих деталей. Соударение зубьев дает составляющую спектра шума с частотой, кратной проиаведению числа оборотов насоса на число зубьев, вибрация же зубьев дает высокочастотную составляющую, являющуюся частотой их собственных колебаний.
Уровень и спектр шума в гидросистегае в значительной мере определяются работон дроссельных и распределительных устройств и предохранительных клапанов. Шум в дросселе вызывается в основном завихрениями жидкости и кавитационными явлениями при выходе жидкости из дроссельных каналов. Шум возникает при этом в результате местных высокочастотных пульсаций давления (гидравлических микро- ударов), вызванных непрерывным образованием и разрушением пузырьков пара и воздуха (газа). Вследствие высокой повторяемости этих кавитациопных гидроударов шум этого происхождения происходит на частотах высших составляющих (до 20 000 гц). Значительное место в спектре шума гидросистем занимает шум предохранительных и редукциопных клапанов.
Шум клапанов обусловлен в основном вибрацией пружины и колебаниями затвора клапана, а также гидродинамическим колебательным процессом. С точки зрения последнего фактора предохранительный клапан подобен дросселю — в нем также имеюг место завихрения и кавитационные явления. В случае, если клапан пе имеет демпфера, его затвор при некотором открытии и амплитуде колебаний может ударяться о седло, в результате при известных условиях, определяемых в основном силами инерции дви кущихся частей клапана и жидкости, заполня1ощей сливной трубопровод и упругости последней, могут возникнуть резонансные явления, при которых забросы давления могут в несколько раз превышать давление регулировки. Развивающиеся при этом колебания давления в клапане распространяются через жидкость по гидравлическим магистралям, вызывая вибрации трубопроводов и прочих конструктивных элементов гидросистемы, сопровождаемые звуковымн колебаниями.
Следует избегать наличия в каналах гпдроагрегатов острых кромок и пезакругленных углов, в особенности при высоких () 6 лазеек) скоростях течения ясидкости, при которых создаются ЗИ аавихрепия и сопровонщающие их местные высокочастотные колебания давления, служащие источником вибрации и шума. Изменения сечения каналов должны быть плавными, входные же и выходные каналы доля<ны иметь закругления или фаски. При некоторых условиях работы гпдросистемы воабудителями шума могут служить также волновые процессы в нагнетательных трубопроводах, обусловленные пульсацией потока упругой жидкости на выходе насоса и наличием в них местных сопротивлений. Вероятность возникновения такого процесса особенно реальна в том случае, если на начальном участке нагнетательного трубопровода, на расстоянии от насоса, равном или кратном некоторой резонансной длине 1.
размещены какие либо емкости (фнльтры, гидроаккумуляторы и пр.), могущие способствовать созданию волнового процесса. Этот процесс обусловлен накладыванием прямых волн пульсирующего давления, движущихся от насоса на волны, отражаемые этими элементами. В том случае, если длина волны пульсирующего давления становится соизмеримой с длиной этого участка трубопровода, может возникнуть резонансный режим (волновой резонанс), при котором ники давления достигают 3 — 4-кратной величины номинального значения, а частоты пульсации — в (О н болев раз превышать плунжерную частоту.
Указанная длина до первого резонансного максимума, который обычно проявляется наиболее явно, может быть вычислена в оощем случае по выражению й а 2 21' где а= 1 — ав — скорость звука в жидкости, заполняющей тру- У Р бу (скорость волны давления в трубе); Е„р — приведенный объемный модуль упругости трубопровода, заполненного данной жидкостью; у и р = -У в — объемный вес и массовая плотность жидкости; л д — ускорение силы тяжести; 1 = - - — длина волны пульсирующего давления; ) — преобладающая частота возмущений (импульсов давления); для пасоса этой частотой является частота колебания потока, определяемая законом перемещения его вытеснителей (плупжерная частота) 1 = пз (п — число оборотов н г — число рабочих камор пасоса). Приведенный ооъемпьш модуль упругости для случая , г> тонкостенного стального трубопровода ~ — — > 46), заполпен312 ного жидкостью, мол по приближенно вычислить по выражению 1 1  — =- —.— + — —, лрр ~ ж лпрр где 1л и г — средний диаметр и толщина степки трубопровоЛа; Š— объемный модуль упругости жидкости; Е„р — модуль упругости материала трубы (модуль 10нга).
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
