Часть 3. объемные гидромашины и гидроприводы глава 17. основные сведения об объемных гидромашинах

ЧАСТЬ 3. ОБЪЕМНЫЕ ГИДРОМАШИНЫ И ГИДРОПРИВОДЫ

Глава 17. ОСНОВНЫЕ СВЕДЕНИЯ ОБ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОМАШИНАХ

3.1. Основные понятия. Общие свойства объемных гидромашин

Объемной нааыпается гидромашина, рабочий процесс которой основан на попеременном заполнении рабочой камеры жидкостью и вытссиоiiiui ее из рабочей камеры. Под рабочей камерой объемной гидромашпцы понимается ограинчспное пространство впутри машины, периодически изменяющее свой объем и попеременно сообщающееся с мес!ами входа и выхода жидкости.

Объемная гидромашина может иметь одпу или несколько рабочих камер.

В соо'и'.етсавии с тем, создают гидромашины поток жидкости или используют его, их разделяют на объемные насосы и гидродвигатсли.

В объемном насосе перемещение жидкости осуществляется путем вытеснения ее из рабочих камер вытеснителями. Под вытеснителем понимается рабочий орган пасоса, непосредственно совершающий работу вытеснения. Вытеснителями могут быть поршни, плунжеры, шестерни, винты, плаетшш и т. д.

По принципу действия, точнее по характеру процесса вытеснения ягидкости, объемные насосы разделяют па поршневые (плунжерные) и роторные.

В поршневом (плунжерном) насосе жидкость вытесняется из неподвижных камер в результате лишь возвратно-поступателышго движения вытеснителей (поршней, плунжеров, диафрагм).

В роторном насосе жидкость вытесняется из перемещаемых рабочих камер в результате вращательного или вращательно-поступа-телыюго движения вытеснителей (шестерен, винтов, пластин, поршней) .

По характеру движения входного звена объемные насосы разделяют на вращпгельвые (с вращательным движением входного звена) и прямодействующие (с возвратно-поступательным движением входного звена).

Объемный гидродвигатель это объемпая гидромашина, предназначенная для преобразования эноргии потока жидкости в энергию движения выходного звена.

По характеру движения выходного (ведомого) звена объемные гидродБнгатели делят на три класса:

тдроцилиндры с возвратно-поступательным движением выходного эвена;

гидромоторы с непрерывным вращательным движением выходного эвена;

поворотные птдродиигатели с ограниченным углом поворота выходного звена.

Объемный гидропривод гно совокупность объемных гпдромашин, гидроаппаратуры и других устройств, предназначенная для передачи механической энергии и преобразования движения посредством жидкости. Термин объемный гидропривод включает в себя понятие объемной гидропередачи, как части объемного гидропривода, состоящей из насоса, гидродвигатсля (одного или нескольких) и связывающих их трубопроводов — гидролиппй. Таким образом, гидропередача — это силовая часть гидропривода, через которую протекает основной поток энергии.

Под гидроаппаратурой понимаются устройства для управления потоком жидкости в гидроприводе, посредством которого осуществляется регулирование гидропривода. Последнее может быть ручным али автоматическим, а с другой стороны — механическим, гидравлическим, электрическим пли пневматическим.

К общим свойствам объемных насосов, которые обусловлены их Принципом действия и отличают их от насосов лопастных, относятся Следующие.

1.    Цикличность рабочего процесса и связанная с ней порггионность и неравномерность подачи. Подача объемного насоса осуществляется не равномерным потоком, а порциями, каждая из которых соответствует подаче одной рабочей камеры.

2.    Герметичность насоса, т. е. постоянное отделение на' порного трубопровода от всасывающего (лопастные насосы герметичностью не обладают, а являются проточными).

3.    Самовсасывание, т. е. способность объемного насоса создавать вакуум во всасывающем трубопроводе, заполненном воздухом, достаточный для подъема жидкости во всасывающей трубопроводе до уровня расположения насоса. Высота всасывапия'жидко-сти при этом не может быть больше предельно допустимей. Лопастные насосы без специальных приспособлений не являются самовса-сывающзти.

4.    Жесткость характеристики, т. е. крутизна ее в системе координат II (или р) по Q, что означает малую заниспмость подачи насоса Q от развиваемого им давления. Идеальная подача совсем не зависит от давления насоса (характеристики лопастных насосов обычно лодоше).

5.    Независимость давления, создаваемого объемным насосом, от скорости движения рабочего органа насоса и скорости жидкости. Б принципе при работе иа несжимаемой жидкости объемный насос, обладающий идеальным уплотнением, способеп создавать сколь угодно высокое давление, обусловленное нагрузкой, при сколь угодно малой екоростп движения вытеснителей. Для получения высоких давлений с помощью лопастного насоса требуются большие частоты вращения ко.чеса и большие скорости жидкости.

Объемные гидродвигатели в оспопном имеют те же свойства, что и объемные насосы, но с некоторыми отличмнми, обусловленными иной функцией двигателей. Объемные гидродвпгатсли также характеризуются цикличностью рабочего оронесса н герметичностью. Жесткость характеристик объемных гидродвигателей заключается в малой зависимости скорости выходпого звена от пагрузки на этом звене (усилия на штоке гидроцилиндра и момента на валу гидромотора).

3.2. Величины, характеризующие рабочий процесс объемных насосов

Осповной величиной, определяющей размер объемного насоса (объемного гидродвигателя) является его рабочий объем.

Рабочий объем насоса и частота его рабочих циклов определяют идеальную подачу. Идеальной подачей объемного насоса называют подачу в единицу времени несжимаемой жидкости при отсутствии утечек через аазоры. Осредненная по времени идеальная подача Q₄ = V₍₎n*=V_Kzkn,    (3.1)

где У₀ — рабочий объем насоса, т. е. идеальная подача насоса за один цпкл (один оборот нала насоса); п — частота рабочих циклов насоса (для вращательных насосов частота вращения вала); V_K — идеальная подача из каждой рабочей камеры за один цикл; г — число рабочих камер в насосе; к — кратность действия насоса, т. е, число подач из каждой камеры за один рабочий цикл (один оборот вала).

Таким образом рабочий объем насоса F₀ = F_K zk.    (3.2)

Чаще всего к — 1, оо в некоторых конструкциях к = 2 и более.

Действительная подача насоса меньше идеальной вследствие утечек через зазоры из рабочих камер и полости нагнетания, а при больших давлениях насоса еще и за счет сжимаемости жидкости.

Отношение действительной подачи Q к идеальной называется ¦ коэффициентом подачи:

* = QIQ* = {Q*-?j-9™)/Q*,    (3.3)

где ijy — расход утечек; д_ст — расход сжатия.

Когда сжатие жидкости пренебрежимо мало, коэффициент подачи равен объемному КПД пасоса (е = т]₀):

Т|, - Q/Q, = (й, - },), в, - 0/[Q + «,)¦    (3.4)

Полное приращение энергии жидкости в объемном пасосе обычно относят к единице объема и, следовательно, выражают в единицах давления. Так как объемные насосы предназначены в основном для создания значительных приращений давления, то приращением кинетической энергии в насосе обычно пренебрегают. Поэтому давление насоса представляет собой разность между давлением р_% на выходе пз насоса и давлением р_х па входе в пего:

ра = рг-ри    "    (3.5) а напор насоса

я,=л/(рг).

Подобно тому, как это принято для лопастных насосов, для объемных насосов различают гидравлический т|_г, объемный т)₀ и механический г|_и КПД, учитывающие три вида потерь энергии: гидравлические — потери напора (давления), объемные — потери на перетекание жидкости через зазоры, и.механические — потери па трение в люханпзме насоса:

Г|г = (Р-2 — Pi)/Рин — Рц/Рин*    (³-⁹)

Tio = Q,^/(QH- ЯуУ’    <³-¹⁰)

т)_м = (Л'„ - ДЛГ_М)/Л'_Я = ЛГ_В „//V*,    (3.11)

где рин — индикаторное давление, создаваемое в рабочей камере насоса а соответствующее теоретическому напору в лопастном насосе; ДЛ’м — потери мощности на трение в механизме насоса; ,V_HH — индикаторная мощпость. сообщаемая жидкости в рабочей камере и соответствующая гидравлической мощности в лопастных насосах,

Умножим и разделим уравнение (3.8) па 7V„_H = (Q + ?у)р_иа и произведем перегруппировку множителей. Получим

Ио»?м>    (3.12)

т. е. КПД насоса (общий) равен произведению трех частных КПД — гидравлического, объемного и механического.

Г л а в а 18. ПОРШНЕВЫЕ НАСОСЫ

3.3. Основные понятая

Поршневые насосы с кривошипно-шатунным приводом и клапанной системой распределения относятся к машинам, используемым еще в глубокой древности. Их применение для целей водоснабжения известно со II в. до н. э., однако и в наши дни они являются одним из основных широко распространенных типов машин для перемещения жидкостей. Определение поршневого насоса дано в н. 3.1.

Конструктивная схема насосной установки с простейшим пасо-сом такого тиса представлено на рис. 3.1. Рабочей камерой служит цилиндр 6, а р.ытеспи'голем — плунжер 8 с возиратпо-поступатель-яым движением, которпс ему сообщает кривошипно-шатунный механизм, Система распределения, обеспечивающая соединение цилиндра

Рис. 3.1. Схема поршневого пасоса с кривошипньщ приводом

поперсменпо с всасывающей (подводящей) 1 и напорной (отводящей) 3 линиями, состоит из всасывающего 11 и нагнетательного 5 клапанов. Клапаны являются самодействующими. При увеличении объема рабочей камеры (при цикле заполнения), в ней устанавливается давление р_т меньшее, чем давление р_? перед клапаном 11. Под действием возникшей разности давлений клапан поднимается и камера заполняется жидкостью оз всасывающей лишии 1.

При уменьшении объема камеры (при пикле вытеснения), когда плунжер в нее вдви!ается, давление в камере начинает повышаться, клапап 11 закрывается и, когда давление в камере достигнет значения р_2Ц, большего, чем давление р._% за клапаном о, жидкость будет вытесняться через этот клапан в линию 3.

Отметим, что описанная смена циклов возможна только при условии, что давление р₂ больше, чем р_х (это соответствует работе такой гидромашины в качество насоса).

Если подвести к линии 1 жидкость под высоким давлением, то плунжер под ее действием не начнет двигаться, так как клапаны допустят свободный проток жидкости в линию 3, где давление меньше. Следовательно, использовать насос с самодействующими клапанами в качестве гидродвигателя невозможно, он необратим.

поршней

По конструкции вытеснителя поршневые пасосы разделяют на собственно поршневые (рис. 3.2) и плунжерные (рис. 3.1). В цоршно-вом насосе поршень 4 (см. рис, 3.2) перемещается в гладко обработанном цилиндре 5. Уплотнением поршня служит саАник 3 (вариант I) или малый зазор (вариант II) со стенкой цилиндра. В плунжерном насосе (см. рис. 3.1) гладкий плунжер перемещается в рабочей камере свободно, а уплотнение 7 размещено неподвижно в корпусе камеры. Так как точная обработка внутренних поверхностей более трудоемка, чем внешних, а доступность ремонта и замена неподвижного наружного уплотнения болео просты, чем подвижного внутреннего, плунжерные насосы всегда предпочтительнее, чем поршневые, если особые конструктивные и эксплуатационные требования не исключают их применения. Как указывалось, в дальнейшем оба типа насосов, несмотря па различие в форме вытеснителей будут именоваться норшневымн.

Приводные механизмы поршневых насосов принято разделять на собственно кривошипные (см. рис. 3.1) и кулачковые (рис. 3.3, в). В последних поршень 2 упирается во вращающийся кулачок-зке-центрик 3 через ролик или, как показано на рисунке, шарнирную опору скольжения — башмак 5.

Кулачковые насосы позволяют удобно располагать около общего приводного нала несколько качающих узлов (рис. 3.3, б), соединенных параллельно с общим подводом и отводом, и получать тем самым непрерывную и выровненную подачу.

Из-за обилия пар трения (поршень — цилиндр, поршень — шаровой шарнир башмака, башмак — эксцентрик) такие насосы наиболее пригодны к использованию для работы на смазывающих неагрессивных и чистых жидкостях.

Кривошипный механизм (см рис. 3.1) позволяет удобно отделить лраводную часть от качающей и обеспечить приводную часть отдельной системой смазки. Если при этом применен выносной ползун 9, то на поршень 8 не действуют боковые контактные силы п уплотнение 7 не изнашивается. Такой насос способен перекачивать любые, в той числе загрязненные жидкости и взвеси.

Идеальная подача Q„ каждого качающего угла определяется согласно выражению (3.1) рабочим объемом

V₉-Vu = hS = 2rS,    (3.13)

и частотой вращения п вала!

Q„=V₀n = hSn,    (3.14)

где h = 2г — полный ход поршня; S — ad^/i — площадь поршня (см. рис. 3.1 н 3.3, а).

Если в насосе г качающих узлов (например, рис. 3.3, 6), то Q_1t = V_IJn-=hSzn.    (3.15)

При эксплуатации часто желательно изменять подачу, оставляя постоянным п, так как регулируемые двигатели дорогие. Можно изменять подачу, отводя часть жидкости из напорной линии обратно во всасывающую, например, через перепускной клапан 10 (см. рис. 3.1), который при этом делают управляемым. Это неэкономично, так как вся энергия, сообщенная отводимой жидкости, рассеивается в виде тепла при дросселировании в клапане.

Наиболее экономично изменять Q„ путем изменения на ходу насоса радиуса кривошипа г и, следовательно, его рабочего объема V₀.

Конструктивно такие системы сложны и применяются ограниченно, поэтому регулируемые поршневые пасосы мало распространены.

Достаточно просто бесступенчатое регулирование подачи осуществляется в роторпо-поршневых гидромашипах, которые будут описаны ниже.

3.4, Кинематические зависимости для движения поршня ? закон изменения подачи

Рассматривая схемы на рас. 3.1 и рис. 3.3, а можно видеть, что при кривошипном и кулачковом механизмах поршни имеют одни и те же закономерности движения. Поршень перемещается между крайними положениями, определяемыми точками А и Б. Они называются мертвыми точками, так как в еих скорость поршня равна вулю. Перемещение х' поршня определяется углом а поворота вала. При отсчете величины х" от левой мертвой точки Б закономерность изменения х' = / (а) будет следующей:

х' = г -\-ab-(г еоэа -\-ab cos Р).

Обычно для получения закона подачи, близкого к моногармони-ческому, делают ab г, поэтому cos р «1 в

х' = х = г (1 — cos а) = (hj2) (1 — cos а).    (3.16)

Текущее значение скорости поршпя

1>_п = dx/dt = (h/Z) sin a(da/dt) — (A/2) wsin a,    (3-17)

а текущее значение его ускорения

f_a = d²x/dt² = (ft/2) o'^J cos a.    • (3.18)

Текущее значение идеальной подачи Q_lf._T равно щЛизведени ю скорости v_n поршня па его площадь Si

Q_{U T} = S (/t/2) (о sin a.    (3-19)

На рис. 3.4, а лшшя OABD представляет график изменения Q„ _y для одного цгашпдра за время полного цикла, которому соответствует поворот механизма на угол а — 2л. Жидкость подается потребителю за половину оборота, когда поршень вдвигаясь в цилиндр перемещается от правой мертвой точки А до левой Б (см. рис. 3.3, а). Подаваемый за ото время объем выражается в соответствии с зависимостью (3.19) площадью под синусоидой ОАВ, Его величина равпа согласно (3.13) рабочему объему однопоршневого

За время второй половины цикла, когда поршень выдвигается яз цилиндра и последний заполняется новой жидкостью (прямая BD), подача потребителю не производится. Таким образом подача однопоршневого насоса неравномерна по величине и прерывиста во вре-ме ни.

Это крайне нежелательное явление необходимо ограничивать при помощи конструктивных мер, описанных в д. 3.6.

3.5. Работа клапанцон системы распределения

Клапанная система распределения состоит (см. рис. 3.1) из всасывающего 11 и нагнетательного 5 самодействующих клаиапов. Они поднимаются под действием разности давлений p_Kt поэтому при ходе заполнения давление в цилиндре всегда меньше

Pi —/^,ш⁼ Ры*

При ходе витеснепия р_2Ц больше р₂ за клапаном 5:

Pm — Pi — Ры-

Мощность, расходуемая на преодоление сопротивления клапа-оов А'н = ^>Pv.Q преобразуется ь тепло, т. с. теряется. Поэтому клапаны стремятся сделать iак, чтобы потери давления были во много раз меньше, чем р_и.

Клаиак представляет собой тарелку 3, опертую на пружину 4 (рис. 3.5). При открытом клапане тарелка образует с седлом 1 кольцевую щель 2 высотой z, которая благодаря действию силы пру-я;ины R_n и веса клапана G„ способна пропускать жидкость только в одном направлении. Уплотняющие нояскн bd тарелки тщательно

Рис. 3.5, Клапан поршневого

насоса

Рис. 3.6. Характеристика ила*

притирают к седлу, чтобы обеспечить герметичность закрытого клапана. Щели клапанов делают коническими и плоскими. Притирка плоских клапанов проще, и при износе их легче ремонтировать. Однако, как показано ниже, в быстроходных насосах с такими кла-папами поиболсе часто возникают стук и вибрация. Насосные клапаны должны выдерживать без заметно/о износа большое число рабочих циклов. Для этого их посадку на седло следует производить без удара, чго достигается при определенной ширине поясков, при которой жидкость из щели высотой z при сближении поверхностей выдавливается достаточно медленно.

Обычно клаипиы выполняют так, чтобы ири диаметре клапана ширина уплотняющих поясков bd и максимальный подъем г_|Паг были бы значительно меньше d_K:

z_Inar<^d_i:; г/й,,<0,1;

M<d«; да_к<0,05-г-0,07.

(3.20)

Разность давлений р_ко при открытии клапана определяется силами начального поджат и я пружины Я_по и весом клапана €г_в:

Характеристика клапана р_к = / (Q_a) продставляет собой возрастающую зависимость (рис. 3.6). Увеличение р_н с увеличением Q« нлн, что то же, е ростом подъема г клапана связано с перераспределением давления жидкости по поверхности тарелки открытого клапана по сравнению с закрытым: в окрестности входа в щель и в щели, где скорости жидкости велики, давление по сравнению с состоянием покоя снижается.

Характеристика клапана описывается системой следующих уравнений: уравнение пропускной способности клапава

0«-|1^щ^(2/Р)й;    (Э.21)

уравнение рапповесия клапана

№4) (d²_K-\-(3.22) уравнение характеристики пружины Я_п=с(*а-И),    '    (Ь.гЪ)

где с — коэффициент жесткости; г_с — начальное поджатые пружины.

В этпх уравнениях' площадь кольцевой щели = ndy.z для плоского и =г= red,.г sin р для конического клапанов. Коэффициенты ц расхода и ф силы давления являются экспериментальными оеличвнами. 11а рис. 3.7 приведены, по опытпмм даппым К. Н. Попова, j рафики этих величин в зависимости от числа Не—У (2_; р) рк ¦ 2z,'v. Приведенные графики показывают, что плоский кпапаа прн больших Ro (больше z и рк) может переходить еа отрывный режим течепия в щели. Внезапное изменение ц вызывает ири этом внеааппоо изменение р₁₍, что проявляется в виде шума и вибраций в насосе.

Показанная на рис. 3.6 возрастающая характеристика особенно нежелательна аля всасывающих клапанов: увеличение иотери давления р_к ври большом расходе Q может служить причиной возникновения кавлтации в цилиндре насоса вблизи середины цикла заполнения.

Чтобы характеристика была болео пологой, всасывающие клапаны делают большого диаметра d_K. Тогда при особенно мялом отношении bd/d_K отличие распределения давлений при открытом и закрытом клапане несущес1венно и Рк=*Ри.о-

Одпако такие клапаны велики, пнертвы и ограничивают допустимую частоту циклов, т. е. п.

Клапанам поршневых насосов присуще свойство запаздывания. Из-за отсутствия жесткой связи между клапанами и поршней момент закрытия клапанов отстает от моментов прохождения поршней через мертвые точки А и Б (см. рис. 3.1), когда изменяется направление его движения. На рис. 3.4, в показан график г = / (а) дви-жепия клапанов, соответствующий графику подачи однопоршневого пасоса Q_{u т} = / (а). Из-за запаздывания посадки нагнетательного клапана, график движения которого О'АВ', всасывающий клапан может открываться только в точке В' вместо мертвой точки В. Это связано с тем, что при открытом нагнетательном клапане давление в цилиндре не может быть ниже р₍ и, следовательно, не может возникнуть разность давлевий р_к = р, — р_1ц, открывающая клапан. Поэтому объем жидкости LBB" (см. рис. 3.4, а), рапее подаппьш в отводящую ллншо, верпется в цилиндр за время ВВ‘ запаздывания посадки нагнетательного клапана и пе будет подан потребителю. ^Равным образом запаздывание всасывающего клапапа на участке DD' ведет к запаздыванию подъема нагнетательного клапана, который откроется в точке D' вместо D, поэтому объем DD'M, поступивший в цилиндр, верпется в подводящую линию вместо того, чтобы быть подаппьш потребителю. В результате запаздывания клапанов по у!лу поворота на величину а_в подача из цилиндра сократится до объема O'АВ" вместо объема ОАВ, поэтому рабочий обтаем цилиндра будет недоиспользован.

Жидкость, перетекающая через клапаны в процессе fet запаздывания, преодолевает только сопротивление клапанов, которое обычно невелико. Поэтому явление запаздывания клапанов не связано с ощутимой затратой энергии двигателем и мало влияет на КПД насоса. Так как жесткой кинематической связи клапанов с поршнем пет, время их посадки при запаздывании определяется юлько свойствами самих клапанов. При увеличении частоты вращения насоса п, когда время рабочего цикла уменьшается, время запаздывания по отношению к нему возрастает. Значение при этом увеличивается и подача насоса снижается.

Запаздывание уменьшается с уменьшением массы клапана, его площади S,s = лс?к/4 и высоты подъема г_ШёХ. Таким образом, для повышения частоты вращения без уменьшения использования рабочего объема насоса приходится применять меньшие клапаны и допускать их меньший подъем. Согласно зависимостям (3.21) и (3.22) вто приводит к увеличению давления р„, т. е. к применению более сильной пружины. Возрастание р_в означает увеличение сопротивления клапанов, что в конечпом итоге ведет к уменьшению КПД и, что особенно важно, к ухудшению всасывающей способности насосов.

Перед посадкой клапана его скорость v_c сближения с седлом определяет характер контакта поверхностей при посадке. Если скорость мала, жидкостпАя пленка выдавливается из щели под уплотняющей поверхностью bd (см. рис. 3.5) и скорость спижается до пуля к моменту соприкосновения поверхностей. С возрастанием г?_п У жидкости, выдавливаемой из щели, способность к демпфированию уменьшается и по достижении некоторого критического значения 1>_п посадка клапана

С, мм/мин

на седло начинает происходить с коночной скоростью, т. е. с ударом, воспринимаемым на слух. При посадке со стуком клапаны быстро изнашиваются и теряют герметичность. Скорость клапана перед посадкой определяется величиной tg = —dz.'da, (см. рис. 3А, в), пропорциональной Zmax и m

di

I’ll =

da. dt

= tg ус

Экспериментальный график „ предельных значений С = = Zmaittmas = / {m/S_K), ПО ДЭП-

ным исследований И. И. Куко-левского и JI. К. Ляховского, масса клапана; S_K — площадь зо избежание ударпой посадки п < С.

0 m/S_A,c^l.n/M-

Рис. 3.8. График продольных значений крятсрия С работоспособности ддл лавок

показан па рис. 3.8 (на нем т ¦ его тарелки). При выборе п и г_шах обязательно соблюдеппе условия z,

Таким образом, стремлеппс увеличить частоту вращения, сохраняя при этом хорошую всасывающую способность поршневого насоса, встречает большие трудности из-за особенностей рабочего процесса клапанной системы распределения; с ростом вязкости перекачиваемой жидкости artt трудности возрастают. В последнем случае предпочтительной является комбинированная клапанно-золотниковая система распределения, описываемая и п. 3.9.

3.0. Неравномерность подачи порншевых пасосов п методы ее выравннванпл

Как указывалось, подача одпопоршисвого пасоса прерывиста и отличается большой исравпочерностыо, которую принято характеризовать коэффициентом

Для однопортпевого пасоса согласпо выражениям (3.14) и (3.19)

и = ^_и, _m._isjQ_K = Sh2nn/(2Shn) = л.

Большинство потребителей це может использовать столь сильно пульсирующую подачу. Быстрое нарастание и уменьшение расхода в трубах, перемежаемое состоянием покоя во время цикла всасывания, вызывает в них и в пасосе пульсации давления, что ведет к шуму, вибрациям и усталостным разрушениям в насосной установке.

Так при возрастании @_иг на участке О А (см. рос. 3.4) поршень должен сообщить ускорение столбу жидкости, равному полной длино отводящей лишш 3 (см. рис. 3.1). При отсутствии гидропневматического аккумулятора 4 это вызовет согласно выражению (3.18) инерционное аоиышеиие давления в дплипдре на величину

Да = P/A = P>„    (3.25)

где 1_г, З_г, /₃ — соответственно длпца, площадь проходного сечешш отводящей труби н ускорение в ней.

Ускорение имеет наибольшее значение в начале каждого хода, когда cos а —*¦ 1. Величина р_л добавляется к р_2Ц в пачале хода вытеснения и уменьшает значение р_т в пачале хода заполнения, поскольку ускорение жидкости в подводящей линии происходит благодаря -запасу давления р_и перед входом в нее. В конце каждого хода, когда поток замедляется (АВ на рис. 3.4, а), величины р_И изменяют зпак, что ведет к уменьшению р_9Ц и возрастанию р_1Ц.

Следовательпо, в пасосной установке возникают колебания давлений р_2П и р_1а около их срсдпих значений, определяемых средней подачей Q, в пределах 2р_и. При большой частоте вращения и значительной длипе 1_Х подводящей линии инерционное понижение давления может принести в начале хода заполнения к кавитационным явлоппям и цилиндре, вызывающим удары жидкости 'о поршень и усугубляющим шум и вибрацию при работе накоса.

Для уменьшения неравномерности применяют два способа. Первый сводит-ся к применению ыиогопоршиевых машин с общей при-водпой частью' и общими магистральными трубопроводами. Диаграмма OABCD на рис. 3.4, а представляет собой график подачи двухпоршнево! о насоса. Для него согласно зависимостям (3.15) и (3.24) Q:, — 2Shn и а = л/2. При этом длительпые перерывы подачи устраняются, по мгповеппые режимы Q,_tT = 0 сохраняются. Следовательно, сохраняются и цредельпые значения инерционных пульсации давления р„.

Конструктивно двухпоршневой насос может представлять два качающих узла типа изображенного на рис. 3.1 с общими трубопроводами, присоединенные к общему валу так, что их рабочие циклы взаимно смещены на половину оборота.

Более экономичная конструкция насоса двойного действия приведена на рис. 3.2. При ходе поршня 4 вправо жидкость вытесняется через нлаиан 6 в напорный трубопровод 2 и одновременно занолпяет

штоковую полость 1 цилиндра. При ходе поршня влево клапан 6 закрывается и жидкость из штоковой полости 1 вытесняется в напорный трубопровод 2\ одновременно с этим происходит всасывание через клапан 7 жидкости в правую полость.

В соответствии с зтим вытесняемый объем при ходе поршня вправо и влево соответственно составит:

nd>    Л    Jlrf=

—Л-.j {dl-db)h = -?-h\

V» = 4 № — ^ш).

При dl = 2dh эти объемы как при прямом, так и обратном ходе будут равны:

^i='^i = (ndSi/4) h-

Подача такого насоса двустороннего действия за двойной ход поршня равна рабочему объему насоса Vo ⁼ V₁ + V_s = nd^/4.

При трех поршнях (см. рис. 3.3,6) средняя идеальная подача Q„ = 367m. Циклы вытеснения перекрывают один другой так, что жидкость в трубах никогда не останавливается. Согласно рис. 3.4, б и выражению (3.24) в этом случае величина о резко снижается:

S (Л/2) a—jS (h/2) ш sin (п/3)

3Sh и/(2л)    ^:

Уменьшаются и предельные значепия инерционных пульсаций . давления р_а вследствие уменьшения максимальных ускорений потока. Выравненность подачи и связанное с этим улучшение качества рабочего процесса увеличиваются с применением нечетных чисел поршней больше трех. Суммируя значения Q_{a т} для насосов с разными числами поршней, можно показать, что у насосов с нечетным числом поршней равномерность подачи большая, чем у насосов с четным числом (следующим за данным нечетным) поршней. Приближенно а можно определить по формулам: для нечетного числа поршней с = 1,25/z²; для четного числа поршней о = 5/г².

Поэтому числа поршней как правило выбирают нечетными. Истинная неравномерность подачи в установках с объемными насосами может значительно превышать идеальную неравномерность, определяемую только лишь закономерностью изменения Q„_T и вычисляемую по приведенным выше зависимостям для о. Причиной этому может служить запаздывание клапанов и сжимаемость (компрессия) жидкости. Па рис. 3.4,6 видно, что графику <?_и.т при запаздывании клапанов (линия АВ'ВСА) соответствует значительно большая неравномерность, чем графику АВСА без запаздывания.

фяку рис. 3Л, б, по о учетом влияния как запаздывания гслананоп, так я компрессии (на рис. 3.9 СХ|₍₁ — угол запаздывания посадки пеаоываюшого клацала, определяющий задержку открытия пагпетаюльпою цллнаиа, а_га — угол запаздывании посадки нагнета сел того клаи.ша, определяющий задержку открытия всасывающего клапана). При углах а_г>1 и а_И2 без учета компрессии открытие нагнетательного и всасывающего клапанов происходит соответственно в точках D' и В' (часто всасывающий клапан имеет больший диаметр, чем нагнетательный п нагружен более слабой пружиной для облегчения всасывания; при этом к_В1 >а_К2). Однако из-за необходимости сжатия жидкости до давления Pi? > ра открытие нагнетательного клапана произойдет в точке II с догол-нительнои задержкой по углу на а_я, Часть хода, соответствующая повороту кривошипа на угол a_V2 + а._У2, оказывается холостой и неравномерность подачи сильно увеличивается (линия JKLMNJ) по сравнению с показанной на рве. 3.4, б. Ход сжатия соответствующий а-^, определен как рабочим F₀,

Рис. 3.9. Влияние сжижаемости жидкости ва равномерность подачи трехцилиндрового насоса

так и мортвым F_a объемами цплипдра (на рис. 3.1 и 3.3 мертвый обт.ом заштрихован крестообразно). Величину можно определить из уравоепия сжимаемости объема жидкости в цилиндре;

Sx_vil(V_(l+V_B)=pl‘x..

(3.26)

Из уравнения (3.26) можно видеть, что объем Sx_K2 сжатия при отсутствии мертвого объема составляет 0,8—0,5 % рабочего объема ка каждые 10 МПа повышения давления (при оценке принят модуль объемной упругости х = = 1200 4- 2000 МПа). Объему сжатия пропорциональна компрессионная потеря содачи >!-_л = Sx^n, возрастающая с ростом F_s и р. Так, при V_B -*¦ F_e и р = 30 МПа доля д_к составит 3—5 % полезной подачи. Поэтому для улучшения раввомерности подачи с целыо уменьшения вибрационных процессов в насосных установках и сохранения жесткоств характеристики насоса следует стремиться к уменьшению Р_в особенно при работе на высоких давлениях.

На рис. 3.3, а можно видеть, что увел1гчешпо содействуй^ увеличение предклапанпых камер и каналов, полые поршни, внутрнцилиндровые возвратные пружины. Всего этого избегают в насосах высокого давления.

Вторым способом выравнивания подачи является применение гидропневматических аккумуляторов (воздушных колпаков). Воздушные колпаки 12 и 4 (см. рис. 3.1) устанавливают на подводящей и отводящей линиях непосредственно перед и после рабочей камеры, так, чтобы путь от нее до колпаков был минимален. Применяют колпаки, как правило, с одно- и двухцилиндровыми насосами.

Работа колпаков основана па стремлении длинных столбов жидкости в трубах сохранять из-за инерции среднюю скорость, соответствующую средней подаче насоса Q ss Q_B. При цикле вытсспе* ная, когда Q_{U T} > Q„ (см. рис. 3.4) избыток подачи сверх <?,, задерживается з колпаке 4 сжимает газовую подушку. Давление газа становится больше среднего значения р_г. Когда подача насоса меньше Q_n, газ в колпаке расширяется и колпак отдает накопленный избыточный объем в отводящую линию. При разрядке давление в колпаке падает ниже р_й. Таким образом, в трубах поддерживается непрерывное движение жидкости и величина инерционных пульсаций давления снижается согласпо выражению (3.25) до пренебрежимо малых величин, обусловленных малой длиной патрубков от цилиндра до колпака. Иа рис. 3.4 линия КОК представляет собой пзмовеине подачи Q в отводящей линии однопорншепого насоса с воздушными колпаками. Площадг, СЕК соответствует объему, поступающему в колпак, а равная ей площадь BKGD — объему, отдаваемому колпаком. Выравненпость подачи и давленая в отводящей линии тем больше, чег* больше объем газовой подушки по сравнению с поступающим в колпак объемом GEK. Обычно объем газовой подушки в колпаке выбирают равным (10 ¦+¦ 30) hS для одно-дилиндрового и (5 ч- 10) hS для двухцилиндрового насоса. Из-за растворения газа в жидкости объем газовой подушки в напорпом ролпакс уменьшается во времени тем быстрее, чем больше р₂. Поэтому колпаки необходимо пополнять газом (например, через клапан 2, см. рис. 3.1) или разделять жидкостную и газовую полости поршнем или мембраной.

3.7. Индикаторная диаграмма поршневого насоса

Индикаторная диаграмма (рис. 3.10) представляет собой запись давления в цилиндре пасоса в зависимости от угла поворота а приходного механизма или, что то же, от времени. Опа позволяет наиболее полно судить о рабочем процессе насоса и является основ-ггым средством анализа при разработке и испытании новых насосов. Ее название происходит от названия прибора — индикатора давления, — представляющего пружинно-поршневой манометр с записывающим устройством, применявшегося ранее для получения таких диаграмм для паровых машин, насосов, двигателей внутреннего сгорания. В настоящее время давление записывают при полощи датчиков давления, присоединенных к полосш цилиндра, и осциллографа.

На рис. 3.10 показана индикаторная диаграмма р_п = / (а) для поршневого насоса с ьырапнпванием иодачи воздушными колпаками. Участок диаграммы О — и соответствует циклу вытеснения, а участок л — 2л — циклу заполнения.

Из-за неполноты вг.гравпенности подачи соответственно колебаниям подаваемого расхода в лнниях (см. рис. 3.4, а) давления в них p'i и р\ колеблются около своих средних значений р₂ л p_v При этом давления и щыишэде р-,^ и. р/_ц также ««лебатотъя owoso средтгх. значений р._2П и р _1Ц, Разницу между давлениями в цилиндре и в линии (нон пимер, р_т и Pi) составляют потерн в клапанах р_а. Следовательно, насос, развивая полезное давление р„, должен создать в цилиндре полное приращение давления, называемое иидикатор-пы,ч давлепиои

(3.27)

рви — Рщ — рт-

Полезное приращение, называемое давлением иасоса, меньше p_im и определяется зависимостью (3.5):

Ра = Рг — Р1-

Сумма потерь давлешш в насосе ?Pq= Рт-Ра--^ Рги.- Рг'\' Pl~ Ри.= Риг 4- Р*1    (3    28)

представляют собой потери в пагнетатсльиом и всасывающем клапанах, последовательно проходимых жидкостью. Рассмотрим характерные участки изменения давления в цилиндре. Лпнпя ab соответствует запаздыванию всасывающего кдапапа на протяжении угла а*,. Это задерживает начало возрастания давления в цилиндре.

*

Участок de представляет собой задержку падения давления из-за запаздывания нагнетательного кланана; линия Ьс — сжатие жид¹ кости в процессе подъема давления от р_ь в точке Ь до р_с> ^ПР^П которой открывается нагиета^льный клапан. Процессу сжатия соответствуют У1'ол сжатия а_П1 и ход сжатия х_У2, определяемый сжатием жидкости и полезном и мертвом объемах согласно выражению (3.2G). На участке cd жидкосп. вытесняется из цилиндра. После закрытия нагнетательного клапана в точке е и расширения жидкости, оставшейся в цилппдре (липия eg расширения мертвого объема), в Tonice g открывается всасывающий клапан и на участке ga цилиндр заполняется новой жидкостью.

Во время подъема клапанов (после отрыва клапанов от седел в точках с и g) в цилиндре, как правило, отмечаются затухающие колебания давления. Они обусловлены колебаниями клапанов, отрывающихся от седел со значительным ускорением, характеризуй-игам величиной tgy', пропорциональной скорости отрыва, значительно превосходящей скорость посадки клапана, пропорциональную tg у (см- рис. 3.4, е).

3.8. Балансы энергии и подачи поршневого насоса

Основная часть мощности насоса подведенной к его валу от двигателя, сообщается жидкости поршнями в цилиндрах. Ее называют индикаторной мощностью Л’_Иц. Разность N_п и JV_HH является мощностью механически* потерь &N_K. Oua переходит в тепло и рассеивается при тренпп в ирцводпом механизме и уплотнениях пасоса.

Согласно выражению (3.11) величина ДЛГ_М связана с механическим КПД пасоса выражепиея

(3 24)

Индикаторную мощность определяют по индикаторной диаграмме, глощедь под которой пропорциональна работе л4„ц, совершенной горгпыем за время одного оборота. Она состоит из работы цикла вытеснения А_в и цикла заполнения А₃. На рис. 3.10 величину А_в представляет площадь над отрезком О — л цикла вытеснения* a A-i — площадь над отрезком л —2л цикла занолпепия.

Работа за один оборот

Ana ^{=    —}    Аа    —    S    ^    ^ ~¹ $ \ Pudx =й

(3.30)

Отрицательная величина А_я показывает, что заполнение происходит ири силе давления жидкости Sp^, совпадающей по направлению с движением поришя. Если при заполнении в цилиндре существует вакуум, т. е. аасос всасывает, работа А_а также положительна.

Зная масштабы записи па диаграмме угла а поворота криво-1гяпа и давления р_п, величина А_ин может быть вычислена. Это позволяет определить индикаторную мощность

Л'

Соглпадо выражению (3.6) нагое отдает потоку, направленному потребителю, полезпую мощность N_n — Qpn- Разиость

- л_ин _ Л-,,

представляет сумму потерь гидравлического происхождения, также рассеиваемых в виде тепла. К ним относится мощность, уносимая с утечками через закрытые кланапы и уплотнения поршней, а также мощность, расходуемая на преодоление сопротивлений открытых клапанов, пропускающих всю подачу [см. выражение (3,28)].

представляет долю потерь гидравлического происхождения. В леи =• N„i'N„ — индикаторный КиД. Он характеризует степень совершенства качающего узла насоса, как гидравлического устройства. рассматривая совместно выражения (3.29) и (3.31) получим уравнение баланса энергии насоса

jy_H = A^r_n+AiV_r-i-iA'_M.

(3.32)

Полный КПД насоса представляет собой произведение механического и индикаторного КПД

(3.33)

»} = JVn/iV_H = ViTIm-

Для тихоходных насосов, работающих при невысоких давлениях, когда запаздывание клапанов и влияпие сжимаемости жидкости незначительны, их индикаторные диаграммы близки по форме к прямоугольным (a'c'd'g'a' на рис. 3.10). В этом случае потери гидравлического происхождения можпо разделить па мощпость потерь ?р_а давления и мощность утечек q₇:

AAV - p„{Q + q_y) + p„q_r

При этом действительно рассмотрение полного КПД как произведения трех частных КПД1 приведенное в выражении (3.12).

Полнота использования рабочего объема насоса характеризуется согласно выражению (3.3) коэффициентом подачи. На рис. • 3.10 можно видеть, что в наиболее общем случае для подачи жидкости используется только участок с — d цикла О — л вытеснения. Части цикла, соответствующие запаздыванию клапана (а_к1) и процессу сжатия (осад) для подачи пе используются. Кроне этого часть д_у жидкости поданной за время с — d утекает на протяжении полного цикла через неплотности закрытых клапанов и уплотнений пбдвиж-пых элементов насоса. Если циклу О — я соответствует ярлный ход поршпя h, то части хода, соответствующие непроизводительным участкам, будут соответственно х_К1 и х_УЛ. Тогда выражение баланса подачи согласно уравнениям (3.15) и (3.26) будет иметь вид @и = Vo* = Shzn = Q-{- Sx_KXzn -j- (р/к) (F₀ Ц- V_B) zn Ц- q_y.

Это выражение, перегруппированное и записанное соответственно формуле (3.3) в относительной форме, представляет коэффициент подачи

Q Shzn-Sx_vlzn — (V_a^-V_Bjznp/K—g_y ⁸“ ⁼ •

Поршневые пасосы являются высокопроизводительными машинами с высоким коэффициентом подачи. При правильной конструкции клапанов потери подачи из-за запаздывания малы. При работе на умеренных давлениях (р_д ^ 10 МПа) доля утечек составляет 1 — ш*    Ш

2 %, а доля продесса сжатия не более 0,5 %. При атом е = 0,97 ¦+¦

0,98. При высоких давлениях (30—40 МПа) соответственно утечки составят 4 —б %, сжатие 3—6 % (в зависимости от V_B) и коэффициент подачи понизится до г = 0,89 -т- 0,93.

Поршневые насосы являются также и высокоэффективными машинами, имеющими высокий КПД. Обращаясь к выражениям (3.32) и (3.33), укажем, что доля механических потерь ДЛ'_М — (0,04 ¦+¦

-т- 0,06) Л^Г„ и соответствующее значение г)_и = 0,96    0,94.

Доля гидравлических потерь AN_r при удачной конструкции клапанов и малом вредном объеме незначительно превосходит величину потерь подачи, составляв при высоких давлениях 10—13 %. Соответственно 1}_и|, незначительно меньше величины е : т>,_ш —

— 0,87 -s- 0,9. Таким образом, при умеренных давлениях полный КПД насосов могкс* достигать значений 0,9—0,92 и при высоких давлениях 0,8—0,85, лричем снижение КПД с ростом даилешш в значительной степени определяется не свойствами самого насоса,

^;| упрутостыо жидкости. Особенно заметно спижсиие в и г|, если, в перекаливаемой жидкости присутствует нерастворениый газ, что сильно снижает модуль объемной упругости и увеличивает потери подачи на сжатие.

Клапанные поршневые насосы просты по конструкции. Они могут -работать при высоких давлениях и перекачивать различные, в том числе агрессивные и загрязненные жидкости. Их недостатками явля-юсся: ограниченность частоты вращения п из-за трудности создания быстродействующих всасывающих кла.иаиов особепио при работе па вязких жидкостях; значительная масса и габаритные размеры, как следствие ограниченности п прп заданной подаче; трудпости регулирования подачи и невозможность се реверса, что ограничивает применение поршневых насосов в гидропередачах.

3.9. Поршневые насосы с комбинированной системой распределения

Схема поршневого насоса с комбинированной системой распределения показана на рис. 3.11. D качестве примера выбран аксиально-кулачковый иасос. Кулачок 6, вращаясь, толкает в осевом направлении поршни 4, опирающиеся иа его наклонную рабочую плоскость 7 шарнирными башмаками 5.

В таком насосе иоршепь 4, вдвигаясь в цилипдр, может использовать для вытеснения жидкости через клапан 2 только часть сяоого полного хода h. Часть h₃ хода он совершает, перекрывая окно /, соединенное с полостыо корпуса, к которому в таком случае присоединяется подводящая линия. Таким образом, каждый поршень нкляется одновременно золотником, управляющим соединением цилиндра с питающей камерой корпуса. Когда поршень выдвигается на протяжении хода h_R при закрытом клапане 2, давление в цилиндре падает до равновесного значении р,,,;,, Для парогазовой смеси, заполняющей при этом ею полость. Следовательно, па части ft_B хода, при выдвижении поршня в цилиндре происходит 292 кавитация. Чаще всего р„,(_Л ~р_н. п (где р„ „ — давление насыщенных паров жидкости).

С момента начала <ж;рытпя щели 1 на ирогящсшт хода k₃ жидкость интенсивно втекает в цилиндр под действием цорсиада давлений (р, — p,nii,) до его заполнении (р, — давление и полости корпуса).

Ряс. 3.11. Схема воршнсио-го ыаеоса с комбинирован-ной системой распредслс*

Из описаппя можно видеть, что в таком насосе цилипдр заполняется через кольцевую щель с малым гидравлические сопротивлением, в отличие ет насоса с всасывающим клапаном, еонротивлопие которого всегда во много раз больше сопротивления щели. Как указывалось, всасывающие клапаны, особешго при работе на вязких жидкостях, имеют большое запаздывание и часто, и» обеспечивая заполнения цилиндра к концу хода, являются причиной кавитационного снижения подачи пасоса. Насос с щелевым всасыванием не имеет этих недостатков и способен лучше, чем клаиациый, работать «а вязких жидкостях в тяжелых условиях всасывания.

! Л! \! \! \! \!*.1 \

Z = 5

а₃=е,25л

Щ=в,757С

Рас. 3.12. График но/tana пятнцнлвпмро-вого насоса с комбинированной системна доопределении

Описаниые преимущества достигаются при существенных недостатках..

1. Ход поршня в, следовательно, возможный рабочий объем s coca используется це полностью, так как У₀ = Sh_Bz < Shz.

Эго приводит к увеличению массы и габаритных размеров пасоса.

2.    Заполнение цилиндра в условиях кавитации вызывает увеличенное содержание выделившегося «©растворенного газа в цилиндре перед началом хода вытеснения, что приводит к значительному снижению подачи из-за большой доли хода h_B иа сжатие и, следовательно, к увеличению неравномерности подачи.

3.    Из-за увеличения перерывов между ходами вытеснения на величину, пропорциональную ходу h₃, а также из-за причины, указанной в п. 2, резко возрастает неравномерность подачи и связанные с этим пульсации давления в цилиндрах и отводящей линии.

На рис. 3.12 показано изменение подачи иятицилиндрового насоса со щелевым всасыванием, иллюстрирующее значительное ухудшение равномерности при такой системе распределения.

Очевидно, что ход Д₈ надо выбирать из условия обеспечения заполнения объема Sh_B за время открытия щели на протяжении угла поворота 2а₈.

3.10. Кавнтлцня в поршневых насосах

Внешним проявлением кавитации в насосе являются шум и вибра-' ция при его работе, а при разлитой кавитации снижение подачи.

На рис. 3.13 показаны кавитационные характеристики пасоса. Из их рассмотрения следует, что развитая кавитация возникает в следующих случаях; если ири постоянном давлении перед входом

в насос ого частота вращения п чрезмерно велика (п > и,плх); если при иостоянпоп частоте вращения давление р, перед входом в пасос чрезмерно мало (р_г < Рщ»»).

Причиной снижения подачи в обоих случаях является уменьшение давления в цилиндрах до такого предельного значения р_хи|_П, при котором из-за кавитации часть их объема остается к концу цикла всасывания незаполненной жидкостью.

Во время заполнения жидкость поступает в рабочие камеры под действием давления р„ перед входом в подводящую линию (рис. 3.14). Будем считать, что насос имеет выровненпую подачу и скорость в подводящей линии пульсирует слабо. Прерывистое движение

существует только в патрубках П, питающих отдельные цилиндры. Длина таких патрубков мала pi поэтому инерционные понижена» давления практически отсутствуют. Эти условия соответствуют большинству случаев эксплуатации насосов.

Давлевно р_[Ц в цилиндре мепыпе давления р_л перед входом. Их разность составляют затраты энергии рgll па преодоление высоты всасывания Н, па преодоление потерь р_и: в подводящем тракте, па преодоление потерь во всасывающем клапане р₁₍ и иа поддержание движения жидкости в цилиндре со скоростью !¦'*:

Ро ~ Pin — Р "Ь "Ь Pm + Pic    (3.34)

При бескавитациоппой работе жидкость следует за поршней и у,„ = v_a, скорости поршня, описываемой уравнением (3.17). Все

члены уравнения (3.34), кроме определяемого Н, пропорциопальны подаче насоса о зависят от частоты его вращения п. При этом потери p_Q! = t,pv\tZ (здесь v_{ — скорость жидкости в трубе) определепы средней суммарной подачей из всех цилиндров. Потери р_и зависят соответственно характеристике клапана (см. рис. 3.6) от расхода Q_a = Sv_M, поступающего в каждый цилиндр. Этим же расходом определяется и v_m.

На рис. 3.15, а представлен график уравпепия (3.17) скорости поршня v_a = / (а). Применив другой масштаб по оси ординат, его можно рассматривать как график скорости нарастапия объема цилиндра насоса Окт = Sv_B — / (а). Площадь0—1—2—3—5—6—0 под графиком выражает объем цилиндра V_K = Sh.

Если давлеиие р₀ ограничено, то при некоторой достаточно большой частоте вращения скорость поршня может достигнуть критического значения и_П1, при котором давление в цилиндре достигнет предельного мшшмалыюго значения p_m — p_mi_n (см. график р_1Ц =

— / (а)). Обычно pmm ~ рн а давлению насыщенных паров жидкости. При этом жидкость оторвется от поршня, в цилиндре будет образовываться незаполненный объем V_H, а жидкость будет поступать в цилиндр с постоянной скоростью    < v_a. Величина v,_I(ma_X

является предельной, так как соответствует предельному переиаду давлепий р₀ — pmm- На рис. 3.15, а объем V_u представлен площадью 1—2—3—1.

При замедлении поршня, после режима 3, жидкость продолжает поступать в цилипдр со скоростью Ужтах > Уц пока в цилиндр не поступит объем У_р восполнения парогазовой полости, равный F_u (площадь 3—4—5—3).

Рис. 3.(5. Графики подачи поршневого насоса оря кавитации в цилиндре

При описаппом процессе всасывания с начальной кавитацией цилиндр к концу входа всасывания будет заполнен и додача насоса не снизится, а его работа будет протекать с повышенным шумом и вибрацией.

Непременное присутствие в жидкости растворенного газа, выделяющегося из раствора при понижении давления, размывает процессы начала и завершения существования незаполненной полости в окрестностях точек 1 и 4 (см. штриховую линию 1'—3—4'— 5').

Критический режим развитой кавитации, при котором начинается снижение подачи, характеризуется условиями У,, = V_B при окончании процесса восполнепия в точке 6 (рис. 3.15, б). Кавитация в критических условиях должпа начаться при вполне определенном теоретическом значении и_пкр = _ШЭК) близком по величине значению средней скорости поршця и_|1Ср, представляющей собой высоту прямоугольника 0—7—8—5—0, равновеликого площади под сипу-

Интегрирование по площади 0—1—S—4—в для критических условий показывает, что

р₀.в_Р=1,12у_{п ср} = 0,356/ш.    (3.36)

В общем случае

^в.кр ⁼ Ф^п.ср-    (3.37)

Коэффициент (р является леремеипой экспериментальной величиной и зависит в осповиом от количества иерастворениого газа, содержащегося в жидкости, поступающей в цидпцдр. При отсутствии газа ой близок к своему теоретическому значению согласно выражению (3.36).

Рис. 3.16. Графическое определение параметров критического кавитяциочиого режими работы

При значительном количестве исрастворсныого газа ф =

= 1,3 + 1,5.

Из рассмотренного следует, что начало кавитационного снижения подачи характеризуется равенством

• ср ⁼⁼ шах*    (3.38)

Согласно уравпепиям (3.15) и (3.35),

Q_B = Shnz — Shm>/2л = Sv_{n ce}z/2.

(3.39)

%

Критические условия перед началом кавтациояното саиж^ния водачи характеризуются равенствами:

Рха = Ртощ^Р>,.п,    #я-

Уравпение (3.34) баланса давлений линии всасывания для критических условий имеет вид

Р>~Ри.и = 2-(ф$7}*<?*«"+! Е(-^)’<Я~> + Р« + Р#Я.

Оно связывает, при известных размерах рабочих органов насосо, характеристике его всасывающего клапана и характеристике всасывающей линии, давление р₀ с величиной допустимой подачи <2_атая или согласно (З.ЗУ) с п_тох — максимальпой допустимой частотой вращения.

Потерю давления р_к в клапане находят по его характеристике р„ = / (Q_K) при Q_H = q>-2Q_amsx/z. Так как эта характеристика задается графически, уравнение (3.40) также удобно решать графически. Пример такого решения, соответствующий схеме рис. 3.14, показан на рис. 3.16, где точка А пересечения линии Apmas предельного запаси давления с линией р_а суммарных потерь определяет Q_{a m}ax при заданном р_г

Исследовацие кавитационных качеств насосов и, в частности, определение коэффициента (р, критической скорости поршня проводят при помощи экспериментальных кавитационных характеристик. Их снимают при р_я — const, п = const и постепенном уменьшении давления р_г на входе в пасос, или при возрастающей частоте вращения л и р, = const. В результате испытаний по первому способу получают зависимости Q = / (рд) для постоянных значений частоты п (см. рис. 3.13, а). Второй способ позволяет получить кривые Q = / (и) для разных Pi (рис. 3.13, 6).

Начало кавитационного срыва подачи, обусловленное пизким давлением р₁ на входе в пасос или высокой частотой вращения п вала насоса, па обоих графиках отмечено волнистыми линиями, а буквой А — области развитой кавитации.

Результаты кавитациоппых испытаний по первому или второму . способу дают возможность построить обобщенную кавитационную характеристику насоса в виде графика rc_max = / (Pimin) (рис. 3.13, е). График позволяет находить п_т™ при заданном р, ила р_Ш|п при известном п.

3.11. Прямодействующие поршневые насосы

В ггрямодействующих оасосах (рис. 3.17, а) поршень 1 насоса находится на общем штоке 11 с поршнем 10 приводного парового, пневматического или газового двигате.чя. Как показано на схеме, качающий узел насоса (показан насос двойного действия) не отличается от описанных ранее узлов поршпевых клапанных пасосов. Он имеет цилиндр 13 с питающей 12 и отводящей 2 камерами, отделенных всасывающими 4 и нагнетательными 3 клапанами. Двигатель (па схеме — паровой) состоит из цилиндра 9 с поршнем 10, распределительного золотника 6, перемещаемого системой рычагов 5, связанной со штоком так, что наполнение паром правой и левой полостей цилиндра 9 двигателя согласуется с движением поршней. Пар подводится к распределителю через патрубок 7 и отводится через полость 8.

В прямодействующеи насосе за время (_ц полного рабочего цикла поршни на протяжении хода h перемещаются практически с постоянной скоростью (рис. 3.17, б), между ходами существуют интервалы (_я, и запаздывания t₉ (рис. 3.17, в) клапанов поэтому не оказывают влияния на работу насоса. Благодаря постоянству скорости поршня клапаны большую часть хода работают при постоянном открытии z_roax- Из сказанного видно, что работа такой машины протекает спокойно и бесшумпо.

Прямодействующие насосы тихоходны, но просты и надежны в эксплуатации. Их широко применяют для вспомогательных целей в производствах, где в осиовиом технологическом процессе используется пар, воздух или газ под давлением. Часто они выполняю®

функции аварийных насосов, используемых при отсутствии электроэнергии.

Глава 19. РОТОРНЫЕ ГИДРОМАШИНЫ (общие сведения)

3.12. Общие свойства роторных насосов, их классификация

К насосам, применяемым в гидроприводах и других гидросистемах, предъявляют высокие требования, основными из которых являются: малая удельная масса и объем, приходящиеся на единицу мощности, высокий КПД, возможность регулирования и реверса подачи, а также высокая быстроходность и большая надежность. Этим требованиям наиболее полно удовлетворяют роторные насосы.

Как указывалось выше, к роторным относятся объемные насосы с вращательным или вращательно-поступательным движением рабочих органов — вытеснителей. Жидкость в этих насосах вытесняется в результате вращательного (в шестерешшх и внптовых насосах) или вращательного и одновременно возвратно-поступательного движения вытеснителей относительно ротора (в роторно-поршневых 11 пластинчатых насосах). Особенностью рабочего процесса таких насосов является и то, что нри вращении ротора рабочие камеры переносятся из полости всасывания в полость пагпетагшя и обратно. Перепое рабочих камер с жидкостью делает излишними всасывающие и нагнетательные клапаны.

Отсутствие всасывающих и нагнетательных клапапов в роторных насосах является основной конструктивной особенностью, которая отличает их от поршневых цасосов.

Готорньгй иасос обычно состоит из трех основных частей: статора (неподвижного корпуса), ротора, жестко связанного с валом пасоса и вытеснителя (одного или нескольких) ³⁷.

Рабочий процесс роторного насоса складывается из трех этайов: залолееиие рабочих камер жидкостью; замыкание (изоляции) рабочих на.мер п их перонос; вытеснение жидкости из рабочих камер.

Основными свойствами роторных насосов, вытекающими из специфики их рабочего процесса и отличающими их от поршневых насосов являются следующие.

1.    Обратимость, т. е. способность роторных насосов работать в качестве гидродвпгателей (гидромоторов). Это означает, ’по жидкость, подводимая к пасосу под давлением, заставляет вращаться ротор п вал. Поршневые пасосы этой способностью не обладают.

2.    Большая быстроходность. Максимально допустимые значения частоты вращения для роторных насосов п — (2 + 5) 10^s об/мип, причем нижний предел соответствует большим насосам, а верхний — малым. Для поршневых пасосов эти значения в цесколько раз мене.ше.

3.    Способность работать только на чистых (отфильтрованных и не содержащие абразивных и металлических частиц), пеагрессивиых и смалывающих жидкостях. Эти требования к жидкости обусловлены малыми зазорами в роторном насосе и трением между обработанными по высшим классам точности и чистоты поверхностями статора, ротора н вытеснителей.

Если первые два свойства роторных насосов являются их преимуществами, то третье свойство ограничивает применение этих иасосов. Работа пасосов на воде исключается, так как вода вызывает коррозию н ведет к быстрому изнашиванию рабочих органов.

Рассмотрим классификацию роторных насосов, соответствующую ГОСТ 17398—72 (рис. 3.18).

По характеру а5ижения росам* оргсноЗ

3.18. Классифика

По характеру движения вытеснителей роторные насосы разделяют на роторно-вращательные и роторно-поступательные; в первых рабочие органы совершают лишь вращательное движепие, а во вторых — одновременно с вращательным еще и возвратно-поступательное движение относительно ротора.

Роторно-вращательные насосы разделяют на зубчатые и винтовые. В зубчатых насосах ротор и вытеснитель имеют форму зубчатых колес, а жидкость перемещается в плоскости ох вращения. В винтовых насосах ротор имеет форму винта, который одновременно выполняот функцию вытеснителя, а жидкость в насосе перемещается вдоль осей вращения винтов. Основной разновидностью зубчатых насосов являются шестеренные.

К роторно-поступательным отпосятся шиберные (в основном пластинчатые) и роторно-порпгаевые насосы. Различие между ними заключается не только в форме вытеснителей (пластин и поршней) и характере движения жидкости в насосе, но и в способе ограничения (образования) рабочих камер. Если в пластинчатом насосе рабочие' камеры ограничиваются двумя соседпими вытеснителями (пластинами) и поверхностями ротора и статора, то в роторно-поршневых насосах она образованы внутри ротора и замыкаются вытеснителями.

Роторно-поршневые насосы по расположению рабочих камер делятся на радиально- и аксиально-поршневые.

3.13. Характеристики роторных насосов

Характеристикой объемных иасосов, в том чпеле роторных, называют (в отличие от характеристики пасосов лопастных) зависимость подачи насоса от его давления при постоянной частоте вращения вала. Так как идеальная пода-

ft

ча объемного пасоса согласно формуле (3.1) определяется его рабочим объемом и частотой вращения, теоретическая характеристика пасоса в указанной системе координат изображается горизонтальной прямой (рис. 3.19, а).

Действительная подача пасоса отличается от идеальной на величину утечек через неплотности рабочих камер — зазоры — из полости нагнетания в полость всасывания (внутренние утечки) и нарушу (внешние утечки). Таким образом, Q =    —    q_y.

Так как уплотняющие зазоры в насосах малы и протяженны, а вязкость жидкости обычно значительна, режим течения жидкости в зтих зазорах, как правило, ламинарный, поэтому при ие очень высоких давлениях для утечек справедлив закон сопротивления Нуазейля (для зазора). Следовательно, расход утечек

Яj —

гдо А — величина, зависящая от конструкции насоса п эа.юрчв; ее м<);кпо считать постоянной для данного насоса; |х — динамическая вязкость жидкости.

Давление насоса для жидкости, перетекающей ч<‘рез зазоры, является потерей давления на тренле по д.ише.

Огсюда следует, что действительная характеристика роторного ваеоса в той же системе координат изображается наклошюй прямой. При этом чем более совершенен насос, тем ближе эта прямая к идеальной характеристике (тем больше «жесткость» характеристики).

Именно в таком виде характеристики роторных насосов используются потребителями гпдромашин и приводятся в каталогах. Однако при выполнении графоаналитических расчетов гидравлических систем с использованием характеристик насосов удобнее последние изображать так же, как и характеристики лопастных насосов, в виде зависимости Н_а (или р_я) от Q (рис. 3.19, б).

Рас. 3.20. Схема включеноя переливного клапана в характеристики роторного насоса с перелпвиьш клапаном    ^

Регулирование подачи роторных насосов (при веизмеппой частоте вращении вала насоса) осуществляется двумя способами.

1. Установка переливного к.гапана (рис. У.20, а) параллельно пасосу, так что часть подачи может через клапан 2 возвращаться во всасывающий трубопровод. Пока давление насоса р_п < р_в = = F_upo/Sкл (^гД^е Лтро ^{— сила} пружины при закрытом клапане; S_Kn — площадь отверстия, перекрываемого клапаном), клапан закрыт. Когда давление /?„ достигает значения р_в (в точке 5), клапан пачипает открываться и степень его открытия увеличивается с увеличением р_н. При этом все большая часть подачи насоса возвращается через клапан во всасывающую линию, следовательно, Q = = <?и — Qr:.i — 2>• (^ГД^С {?кл — расход жидкости через клапан).

На рпс. 3.20, б показаны характеристики роторного насоса с переливным клапаном. Па участке АВ клапан закрыт, точка В — открытие (или закрытие) клапана; па участке ВС, который при-бля/Kouuo можно считать прямым, часть подачи переливается через клапан, а в точке С вся подача насоса возвращается обратно.

Очевидно, что этот способ регулирования подачи неэкономичен, так как часть мощности, развиваемой насосом (а в точке С вся мощность), теряется в клапане. Он применяется на шестеренных, винтовых и других насосах с неизменным рабочим объемом в небольшой мощности.

2. Изменение рабочего объема насоса является более экономичным способом регулирования нодачи с точки зрения расхода энергии, по он требует более сложных и, следовательно, дорогостоящих насосов. Изменение рабочего объема возможно в пластинчатых аксиально- и радиально-поршневых роторных насосах однократного действия. Простейшая схема автоматического регулирования рабочего объема аксиального роторно-поршневого насоса показана на рис. 3.30. Когда давление насоса достигает значения, достаточного для преодоления силы пружины, люлька 1 начинает поворачиваться в сторону уменьшения угла наклона. Рабочий объем, а также подача насоса при атом уменьшаются.

Характеристика насоса при этом видоизменяется примерно так жо, как и в предыдущем случае, т. е. приобретает вид ломапой прямой ABC. На участке АВ рабочий объем насоса максимален. Точка В определяется силой нружипы и площадью поршня механизма поворота диска. В точке С рабочий объем насоса имеет минимальное зцачеиио, необходимое для компенсации утечек, а подача пасоса Q = 0.

Часто бывает необходимо пересчитать и перестроить характеристики роторного иасоса с одних условий работы («_lt nj на другие (п₂, |i₂). Рассмотрим этот пересчет для насоса с переливным клапаном или автоматическим изменением рабочего объема.

Так как идеальная подача насоса пропорциональна частоте вращения, абсцисса точки А характеристики (см. рис. 3.20, б) пересчитывается просто Q»2 = Q_in>k/n_i.

Ввиду независимости давления р_в открытия клапана или срабатывание автомата регулирования рабочего обьема насоса от и я |i ордината точки В _у не изменяется, а абсциссу паходяг по расходу утечки д_п при том же р_в из формулы

Приближенно можно считать, что характеристики клапана, а также автомата изменения рабочего объема насоса, не зависят от п и (х. Поэтому участок В_гС_г новой характеристики проводят параллельно B^C_t. Так получают характеристику иасоса А₂В_гС₂ПрИ HOB!,IX п, и ц₂.

КПД роторных насосов равен: произведению объемного КПД tj₀ на механический т)_м. Гидравлический КПД часто принимают за единицу, так как гидравлические потери в насосах, развивающих высокие давления, обычно малы по сравнению с двумя другими видами потерь. При особо высоких частотах вращения г)_г необходимо учитывать.

В роторных насосах обычно велики поверхности трения между ротором, сгатором и вытеснителями, поэтому рабочий процесс этих иасосов и их КПД в основной определяются процессами, происходящими в зазорах между этими элементами пасоса.

КПД роторного пасоса зависит от давления пасоса />„, угловой скорости о) вала и вязкости жидкости ц.

Согласно общей теории роторных гидромашин, разработанной В. В. Мишке, КПД роторпого пасоса и его составляющие т]₀ и т]_м являются функциями безразмерпого критерия подобия режимов работы роторных гидроиашип

называемого критерием изогональности, или числом Зоммерфельда— Мишке.

Можно показатг., что критерий ст есть произведение чисел Рейнольдса и Эйлера, т. е.

р    vd    vd р    т>    т-i

о = •    —,    =    — --,-~ПеЕи.

jko    vd    v pv‘

Кроме того, критерий о можно рассматривать как величину, обратно пропорциональную соотношению между фракционным расходом (7фр, обусловленным движением одной стенки зазора относительно другой, и расходом Q_aа„ напорного течении в том же зазоре, вызванного перепадом давления. Поделив формулу (1.91) на формулу (1.88) и положив />_тр - p_Vl U ~ сoD и l~D, будем иметь

Офр    дую B»_i_

Qitan ~ Ь*р ~ б* а ’

где D — характерный размер щдромшпины; 6 — зазор.

По теории Мишке, которая в общем удовлетворительно подтверждается экспериментом при не слишком широком диапа^не изменения о, объемный КПД роторпого насоса уменьшается по прямой, а механический КПД возрастает при увеличении а (рис. 3.21). Однако для области больших о (больших р„ и малых |Д) теория Мишке часто несправедлива, так как происходит выжимание смазки с поверхностей трения, и возникает сухое трение. Вследствие этого механический КПД начинает падать. Общий КПД пасоса т| возрастает при увелпчепип а и, достигнув максимума при некотором оптимальном о, д.адес уменьшается.

Таким образом, как видно из рис. 3.21, для каждого роторного пасоса есть оптимальный режим его работы, определяемый оптимальным значением критерия Мишке, при котором КПД насоса максимален. Если же рассматривать изменение лишь одного из трех факторов, определяющих о, т. е. р_н, со или ц, то можно говорить об оптимальном значении для данного насоса каждого из этих факторов при постоянных значениях двух других. Оптимальные значения р_и, ш и ц зависят от конструкции и размеров насоса.

Экспериментальные характеристики роторных насосоп обычно получают в виде зависимостей Q = / (р„) для нескольких постоянных значений частоты вращения п. При испытаниях регулируемых насосов для каждого значения n = const снимают еще характеристики, соответствующие нескольким зпачепиям рабочего объема насоса F₀. Так, например, иа рис. 3.22 показапы четыре завпсимо-стп Q от рн при п =

= const (1, ..., 4) для четырех значении рабочего объема, из которых кривая 1 относится к У_отах. Таи же построены соответствующие им четыре кривых КПД насоса.'

б=р_н/(ми)

Рис. 3.21. Зависимость КПД насоса от критерия торного насоса подобия

При уменьшении рабочего объема насоса его КПД существенно уменьшается. Так как КПД при этом зависит еще и от давления, то па графике Q = f (р_н) точки с постоянным значением КПД соединяют плавными кривимо и получают так называемую топографическую характеристику иасоса. Область А соответствует ц_тах; другие замкнутые (или незамкнутые) кривые постоянных КПД ограничивают области, внутри которых КПД обязательно выше, чем иа ограничивающей кривой.

Кавитационные характеристики роторных насосов снимают так же, как и поршневых, либо при р_н = const, п = consl и постепенном уменьшении давления р, на входе в насос, либо при возрастающей частоте вращеиия п и р_г = const.

Результата кавитационных испытаний но первому и второму способу изображают подобно тому, как было указано в п. 3.10 на рис. 3.13.

Гидромотор — ото объемный гидродвигатель вращательного движения.

Благодаря свойству обратимости роторных пасосов, любой из них в прпиципе может быть использован в качестве гпдромотора, поэтому гидромоторы классифицируют так же, как и роторные насосы, т. р. разделяют на шестеренные, винтовые, шиберные (пластинчатые) в поршневые (радиальные и аксиальные). В конструкции гидромоторов однако можно заметить некоторые отличия от соответствующих роторных пасосов, обусловленные различным функциональным назначением^- этих гидромашин. Так, пластинчатый гндромотор в отличие от пасоса имеет пружины, которые выталкивают пластины из прорезей ротора и тем обеспечивают пуск гидромотора. В аксиально-поршневых гидромоторах устанавливается угол наклона блока цилиндров (до 40°) больший, чем у таких же насосов (до 30°).

Наибольшее распространение в гидроприводах самолетов, трак-торон, строительно-дорожных машин, станков и других машин получили роторно-порпшовые гидроыоторы.

Так же как и роторный насос, гидромотор характеризуется прежде всего рабочим объемом, т. е. идеальным расходом жидкости через гидромотор за один оборот ротора <?п = УцП = V_Kzkn, где обозначения те же, что в в п, .3.2,

Действительный расход через гндромотор больше, чем идеальный потому, что в отличие от насоса утечки в гидромоторе направлены в ту же сторону, что и основной ноток. Поэтому объемный КПД гидромотора выражается не так, как для пасоса, а именно

Ло = &Л> = (VKk-г ?у)-

Частота вращения вала гпдромотора с учетом объемного* КПД

Перепад давления на гидромоторе определяется разностью между давлениями на входе и на выходе, т. е.

P?M=Pl~Pi-

Полезная мощность гидромотора равна произведению крутящего момента на его валу на угловую скорость вала:

N_a^Ma.

Мощность, потребляемая гидромотором,

Я = й>_г.„.

Отношение N_n^!N определяет общий КПД гидромотора, который так же, как и в случае роторного насоса, равен произведению двух частных КПД — объемного на механический, т. е.

r\ = N_n/N = %Лм-

Мч> = г)₀г1ир_г.м^

и заменив ы = 2лп, с учетом предыдущих формул после сокращения на га и tjoj получим выражение для момента на валу гидромотора

М= К₀рг.мЛ.ч/(2л).

В этой формуле выражение

М_й = рУ_п/2л    .    (3.41)

называют идеальным моментом, потребляемым насосом или развиваемым гидромоюрои без учета потерь оперши.

КПД гидромоторол так те, на к и роторных насосов, определяются по теории подобия роторких гидромашин как функции критерия подобия о. При этом как и для насосов можно выявить оптимальные значения о, которым соответствуют максимальные КПД.

Глава 20. р0т0р1ю-110ршневые гидромашины  »

Библиотека »