- •Предисловие
- •Введение
- •Место, занимаемое гидравлическими системами в оборудовании летательных аппаратов
- •Преимущества гидравлических приводов
- •Особенности технических требований к гидравлическим системам современных летательных аппаратов
- •Принцип действия самолетных гидравлических приводов объемного типа
- •Применяемые давления и расходы жидкости (мощность)
- •Единицы измерения и определения различных параметров
- •Весомость жидкости
- •Зависимость объемного веса от давления
- •Зависимость объемного веса от температуры
- •Сжимаемость капельных жидкостей
- •Вязкость жидкостей
- •Кинематическая вязкость
- •Размерность единиц вязкости в системе СИ
- •Перевод условных единиц вязкости в абсолютные
- •Зависимость вязкости жидкости от температуры
- •Вязкость смеси минеральных масел
- •Вязкостные присадки
- •Теплоемкость и теплопроводность жидкостей
- •Окисление масел
- •Мятие масел
- •Поверхностное натяжение и капиллярность
- •Растворение газов в жидкостях
- •Механическая смесь воздуха с жидкостью
- •Давление насыщенных паров жидкости
- •Разрывная прочность жидкостей
- •Кавитация жидкости
- •Способы борьбы с кавитацией и ее последствиями
- •Способы повышения кавитационной стойкости гидроагрегатов
- •Требования к жидкостям
- •Применяемые жидкости
- •Высокотемпературные жидкости
- •Особенности применения полисилоксановых жидкостей
- •Жидкие металлы
- •Газообразные (сжимающиеся) жидкости
- •Расчет потерь напора при движении жидкости в трубе
- •Ламинарный режим течения
- •Турбулентный режим течения
- •Вращение трубопровода (сосуда) с жидкостью
- •Местные гидравлические потери
- •Вход в трубу
- •Внезапное сужение трубопровода
- •Внезапное расширение трубопровода
- •Коэффициент расхода при полном сжатии струи
- •Истечение под уровень
- •Коэффициент расхода при неполном сжатии струи
- •Течение жидкости в узких (капиллярных) щелях
- •Ламинарное течение через кольцевую щель
- •Влияние эксцентричности плунжера относительно цилиндра
- •Облитерация капиллярных щелей
- •Гидростатический подшипник
- •Тепловой баланс системы
- •Охлаждающие устройства
- •Гидравлический удар в отводах
- •Гидродинамическое давление струи жидкости
- •Требования, предъявляемые к гидронасосам летательных аппаратов
- •Основные вопросы теории объемных насосов (гидромоторов)
- •Фактическая производительность насоса
- •Влияние вредного пространства
- •Влияние жесткости камеры насоса
- •Объемные потери и объемный к. п. д. гидромотора
- •Радиально-поршневые насосы и гидромоторы
- •Производительность насоса
- •Число оборотов гидромотора
- •Равномерность подачи (потока) жидкости
- •Теоретический крутящий момент
- •Нагрузка на поршни
- •Контактное напряжение
- •Насосы с клапанным распределением
- •Радиально-поршневой гидромотор многократного действия
- •Производительность насоса
- •Силы, действующие в распределительном узле
- •Разгрузка контактной поверхности
- •Насосы с торцовым сферическим распределением
- •Конструктивные мероприятия по уменьшению износа скользящей пары
- •Связь цилиндрового блока с наклонной шайбой
- •Насосы бескарданной схемы
- •Насосы без соединительного шатуна
- •Насосы с неподвижным цилиндровым блоком
- •Насосы с клапанным распределением
- •Основные вопросы изготовления деталей насосов
- •Расчетная производительность (подача) насоса
- •Пластинчатые насосы двухкратного действия
- •Расчет производительности
- •Выбор рабочих параметров насоса
- •Применяемые материалы
- •Пластинчатый насос трехкратного действия
- •Разгрузка пластин
- •Пульсация потока жидкости
- •Выбор и расчет опорных цапф (подшипников)
- •Методы улучшения питания насоса
- •Компрессия жидкости во впадинах шестерен
- •Многоступенчатые и многошестеренные насосы
- •Шестеренные гидромоторы
- •Насосы с шестернями внутреннего зацепления
- •Винтовые насосы
- •Компенсация осевых сил винтового насоса
- •Винтовой гидромотор
- •Двухвинтовой насос
- •Распространенные конструкции регуляторов по давлению
- •Системы разгрузки насосов
- •Гидромеханический привод (передача)
- •Гидродифференциальный привод
- •Механические замки для фиксирования поршня
- •Моментный гидроцилиндр (двигатель)
- •Особенности применения силовых цилиндров в высокотемпературных гидросистемах
- •Золотниковые распределители
- •Выбор основных параметров золотника
- •Сила трения плунжеров
- •Влияние жесткости корпуса
- •Влияние загрязнения масла
- •Облитерация щели
- •Способы снижения сил трения
- •Разгрузка золотников гидростатическим центрированием
- •Вибрационные движения плунжера золотника
- •Происхождение аксиальной силы
- •Способы компенсации реактивных сил
- •Золотники с электроприводом
- •Плоские золотники
- •Крановые распределители
- •Клапанные распределители
- •Силы, действующие в клапанном распределителе
- •Способы разгрузки клапана от сил давления жидкости
- •Особенности применения распределительных устройств в условиях высоких температур
- •Расчет предохранительного клапана
- •Действие на клапан гидродинамической силы потока жидкости
- •Способы компенсации нестабильности давления
- •Предохранительный клапан с индикаторным стержнем
- •Предохранительные сервоклапаны с индикаторным стержнем
- •Место установки клапанов
- •Особенности конструирования и применения клапанов в условиях высоких температур
- •Типовые схемы дросселей
- •Расчет дросселя
- •Облитерация каналов дросселей
- •Дроссельное регулирование скорости гидродвигателя
- •Дроссельные регуляторы с постоянным перепадом давления
- •Распространенные схемы регулирования
- •Регулирование при отрицательной нагрузке
- •Объемное регулирование скорости
- •Синхронизаторы движения узлов
- •Устройства для изолирования поврежденного трубопровода
- •Ограничитель расхода жидкости
- •Клапаны последовательного включения
- •Реле давления
- •Гидравлические реле выдержки времени
- •Запорные (обратные) клапаны
- •Гидравлические замки
- •Мембранные (диафрагменные) гидрогазовые аккумуляторы
- •Выбор рабочих параметров аккумулятора
- •Преобразователи давления
- •Жидкостная «пружина»
- •Работа сжатия пружины
- •Влияние на характеристику пружины различных факторов
- •Распространенные схемы жидкостных пружин
- •Общие вопросы применения гидроусилителей
- •Обратимые (реверсивные) схемы
- •Устройство для имитации «ощущения» руля на ручке управления
- •Распределительные устройства гидроусилителей
- •Золотниковые распределители
- •Золотники с несимметричным расположением плунжера
- •Профиль рабочих поясков плунжера и расходные характеристики золотника
- •Гидроусилители с многокаскадным усилением
- •Выбор рабочих параметров струйного распределителя
- •Силовое воздействие струи
- •Золотники с регулированием по давлению
- •Гидроусилители с жидкостной обратной связью
- •Следящие системы с объемным регулированием
- •Чувствительность и точность
- •Зона нечувствительности
- •Влияние на чувствительность различных факторов
- •Трение в узлах системы
- •Люфты и упругости соединений
- •Устойчивость гидравлического усилителя
- •Факторы, влияющие на устойчивость гидроусилителей
- •Упругость механических звеньев системы
- •Сжимаемость жидкости и деформация трубопроводов
- •Способы повышения устойчивости гидроусилителей
- •Стабилизация утечкой жидкости
- •Влияние сопротивления трубопровода
- •Золотники со ступенчатыми проходными окнами
- •Демпфирование энергии колебаний
- •Расчет гидравлического демпфера
- •Стабилизация введением дополнительной обратной связи
- •Аварийные устройства
- •Дублирующее силовое управление
- •Способы дублирования управления
- •Жесткие металлические трубопроводы
- •Расчет труб на статическую прочность
- •Усталостная прочность трубопроводов и их соединений
- •Влияние на прочность трубопровода овальности его сечения
- •Влияние на прочность радиуса гиба трубы
- •Влияние монтажных напряжений
- •Влияние на усталостную прочность трубы качества ее поверхности и механических дефектов
- •Расчет усталостной прочности труб
- •Способы повышения стойкости трубопроводов против разрушения
- •Соединение труб и соединительная арматура
- •Неразборные соединения
- •Разборные соединения
- •Уплотнения штуцеров и применяемые резьбы
- •Подвижные соединения труб
- •Поворотные (шарнирные) соединения труб
- •Пружинные соединения труб
- •Гибка трубопроводов
- •Гибка труб с жидким заполнителем
- •Гибка труб с местным индуктивным нагревом
- •Гибкие резино-тканевые шланги
- •Способы заделки шлангов в арматуре
- •Гибкие металлические рукава
- •Резервуары (баки) для жидкости
- •Закрытые баки
- •Влияние загрязнения жидкостей на работу гидросистемы
- •Требования к фильтрам
- •Методы фильтрации
- •Пластинчатые (щелевые) фильтры
- •Металлические проволочные сетки
- •Проволочные фильтры
- •Фильтры тонкой очистки
- •Фильтры с бумажным фильтроэлементом
- •Комбинированные фильтры
- •Сетчатые фильтры сложного плетения
- •Глубинные фильтры
- •Наполнители из металлокерамических порошков
- •Фильтры с комбинированными наполнителями
- •Расчет фильтра
- •Определение пористости фильтровальных материалов
- •Схемы фильтрации
- •Срок службы фильтра
- •Миграция загрязнителя
- •Магнитные очистители жидкости
- •Центробежные очистители жидкости
- •Критическая скорость потока
- •Тонкослойное центрифугирование
- •Привод ротора (центрифуги) очистителя
- •Электроочистка жидкостей
- •Комбинированные силовые очистители
- •Металлические кольца
- •Неметаллические кольца
- •Манжетные уплотнения
- •U-образные манжеты
- •Шевронные манжеты
- •Чашечные манжеты
- •Кожаные уплотнения
- •Уплотнения резиновыми кольцами круглого сечения
- •Выдавливание кольца в зазор
- •Защитные кольца
- •Трение и срок службы колец
- •Эксцентричность кольцевой канавки
- •Растяжение кольца
- •Влияние низких температур и жидкости
- •Расчеты и выбор параметров колец и канавок
- •Кольца крестообразного сечения
- •Качество обработки деталей уплотнительного узла
- •Уплотнения вращающихся валов
- •Уплотнение радиального типа
- •Выбор параметров уплотнения
- •Размерная прочность и качество рабочих поверхностей
- •Несоосность и биение вала
- •Ширина уплотняющей кромки резиновой манжеты
- •Твердость контактирующей поверхности вала
- •Окружная скорость и температура на поверхности вала
- •Влияние угла наклона
- •Окружные скорости
- •Уплотнения торцового типа
- •Контактное давление колец
- •Ширина контактного пояска
- •Число оборотов уплотняемого вала
- •Чистота и точность обработки рабочих поверхностей
- •Жесткость уплотнительных колец
- •Материалы для изготовления деталей торцового уплотнения
- •Уплотнения гибкими разделителями
- •Уплотнения с помощью сильфонов
- •Уплотнения, пригодные для работы в условиях высоких температур
- •Полые металлические кольца круглого сечения
- •Прочие типы прокладок для неподвижных соединений
- •Металлические конусные кольца
- •Резиновые материалы
- •Трение в уплотнительном узле
- •Уплотнения из кожи
- •Полиэтилен
- •Фторопласт
- •Текстолит
- •Материалы на основе графита
- •Композиционный материал
- •Замеченные опечатки
где |
Q— плотность жидкости; |
|
d |
и 5— внутренний диаметр и толщина стенки трубы; |
|
|
К — объемный модуль упругости жидкости (для минерального |
|
|
масла можно принять /С= 1,6 • 104 кГ/см2) ; |
из стали |
|
Е — модуль упругости материала тр\бы (для труб |
|
|
1Х18Н9Т можно принимать £ = 2-106 кГ/см2). |
|
В соответствии с (101) выражение (96) для вычисления |
ударного |
|
давления в упругой трубе (Ei^oo) при полном ударе примет вид |
||
|
ДpyJk=QU0a |
( 102) |
Для стальных труб и применяющийся в авиационных гидросистемах масляной смеси АМГ-10 можно при Г= 20|ОС принимать а=1290 м/сек. Для трубы с абсолютно жесткими стенками (Е=оо) скорость распро странения ударной волны равна скорости распространения звука в дан ной жидкой среде с плотностью Qи объемным модулем упругости К, т. е.
Подсчеты показывают, что упругая деформация стенок распростра ненных в гидросистемах стальных трубопроводов снижает скорость ударной волны в них по сравнению с расчетным ее значением при абсо лютно жестких стенках практически на 9%, причем это снижение будет тем больше, чем выше при всех прочих равных условиях отношение d/s. В равной мере заброс давления в стальных трубах превышает примерно на 8—10% при тех же условиях заброс давления в медных и дуралюминовых трубах.
Результаты опытов показали, что скорость а для труб с размерами 3<d/s<20 и деаэрированного масла зависит от его вязкости, уменьша ясь с увеличением ее. Результаты опытов с минеральными маслами при ведены в табл. 7.
|
Изменение скорости а ударной |
|
|
|
Т а б л и ц а 7 |
|||
|
волны |
в минеральных |
маслах |
|
||||
|
|
|
в |
зависимости |
от их |
вязкости |
|
|
|
|
|
М а тер и а л |
т р у б ы |
|
А лю миниевы й |
С таль |
|
|
|
|
|
сплав |
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
С еч ен и е |
т р у б ы , |
м м |
|
|
12X10 |
|
12хЮ |
|
С к ор ость |
у д а р н о й |
волны а |
в м / с е к |
100 |
1070 |
|
1180 |
|
В язк ость |
м асла |
в |
сст |
|
15 |
1200 |
|
1310 |
Гидравлический удар в отводах
Повышение давления при гидравлическом ударе в каком-либо тру бопроводе гидросистемы вызывает в результате возмущения давления гидравлический удар в тупиковых отводах от него. Этот эффект обуслов лен тем, что давление, возникшее в трубопроводе при гидравлическом ударе, распространяясь по отводу, развивает в нем вследствие деформа ции его стенок и жидкости движение последней к тупику, в результате
8 5
создаются аналогичные условия для развития волнового процесса, как и в случае мгновенного перекрытия трубы с движущейся в ней жид костью.
Эффект гидравлического удара наблюдается также при мгновенных (скачкообразных) подключениях тупиковых отводов или иных жестких емкостей, заполненных жидкостью, к источнику давления (к рабочей ма гистрали, пневмогидравлическому аккумулятору и пр.) с более высоким давлением. В том случае если время t открытия крана при подключе нии тупиковой трубы меньше периода рассматриваемого отрезка трубо провода т, давление, развивающееся в результате гидравлического удара в тупике превышает возмущающее давление (давление перед краном) практически в два раза.
5)
Рис. 31. Схема (а) и график (б) колебаний давлений, иллюстрирующие гидроудар в тупиковом отводе
На рис. 31 представлен график колебаний давлений по времени, на блюдавшихся в тупиковом отводе стальной трубы <?, заполненной жид костью при нулевом давлении, при почти мгновенном сообщении ее при помощи быстродействующего электромагнитного переключателя 2 (вре мя открытия ~5 мксек) с пневмогидравличееким аккумулятором Д за ряженным до давления р0 = 210 кГ/см2. Процесс затухания колебаний давления длился в этом случае 0,25 сек при общем числе колебаний ~15. Давление в первом цикле колебаний повысилось за 0,04 сек до
Руд= 420 кГ/см2.
Рассмотренный эффект гидравлического удара имеет большое прак тическое значение, поскольку любой из недействующих в какой-либо момент времени участков гидравлических магистралей разветвленного напорного трубопровода может рассматриваться как тупиковый отвод, в котором затвор создается присоединением на его конце какого-либо агрегата. К тупиковым отводам можно также отнести линии питания различных измерительных и контрольных приборов (манометров, инди каторов и пр.). При мгновенных подключениях этих линий к магистра лям с более высоким давлением или при резких колебаниях давления в этих линиях показания приборов могут значительно превышать факти ческое давление, что может вызвать разрушение прибора или быть при чиной ложных сигналов в системе гидроавтоматики.
Г и д р а в л и ч еск и й у д а р в си л о в ы х ц и л и н д р а х
Большой практический интерес представляет гидравлический удар в силовых цилиндрах и в других подобных им жестких емкостях. Удар ные давления в таких агрегатах могут привести к разрушениям их, а так же нарушить герметичность соединений в результате выдавливания уп лотнительного кольца в уплотняемый зазор.
Анализ опытных данных показывает, что максимальные значения ударных давлений, (возникающие при волновом переходном процессе в силовом цилиндре с весовым поршнем, могут при определенных усло
8 6
виях значительно превышать ударное давление при прямом гидравли ческом ударе в трубе, определяемом по уравнению (96). Так, например, испытания показали, что ударные давления при мгновенной остановке поршня силового цилиндра с помощью жесткого упора (или путем мгно венного перекрытия его сливного трубопровода) могут достигать четы рехкратного значения рабочего давления в системе.
На рис. 32 приведены кривые изменения максимальных ударных дав лений в цилиндре в зависимости от скорости щ движения жидкости в пи тающем трубопроводе, полученные при разных объемах V полости ци линдра. Верхни-е кривые (сплошные линии) характеризуют максималь ную величину ударного давления /?уД= Д/?уД+ рдв и нижние (пунктирные линии) — давление рдв в цилиндре к моменту прихода поршня к упору (давление, соответствующее сопротив лению поршня при установившейся его скорости).
Нетрудно видеть, что ударное по вышение давления Друд, развиваю щееся в цилиндре в этих условиях, ха рактеризуется отрезками ординат
ДРуд=Руд—Рдв- Следует иметь в виду, что указанные отрезки ординат вклю чают в себя также и давления, обу словленные характеристикой и инер ционностью переливного клапана и его сливного трубопровода.
Наблюдающаяся на рис. 32 зави симость максимального ударного дав ления в цилиндре от объема V жидко сти в нем, обусловлена тем, что соот ношение между относительным изме нением объема рабочей жидкости и ее давлением зависит в рассматриваемой упругой системе от приведенного мо
дуля ее объемной упругости, комплексно учитывающего упругие свой ства как жидкости, так и стенок цилиндра.
Аналогичные ударные забросы давления были получены при остановке поршня путем мгновенного перекрытия сливного трубопро вода цилиндра. На рис. 33, а представлена кривая колебаний давления жидкости в месте ввода ее в силовой цилиндр, наблюдавшихся при мгновенном перекрытии сливного трубопровода цилиндра при движу щемся в нем поршне. Давление при движении поршня равно 50 кГ\см2, что соответствует рабочему давлению источника питания. В точке а поршень цилиндра путем мгновенного перекрытия сливного трубопро вода, по которому отводилась жидкость из нерабочей полости цилиндра, был заторможен. При этом давление в месте ввода жидкости в цилиндр возросло за отрезок времени, равный ^0,025 сек, до величины 160 кГ/см2, что соответствует превышению ударного давления относительно источ ника питания в 3,2 раза. По достижении максимального значения дав ление резко (за отрезок времени ~ 0,01 сек) понижается до нуля и после затухающих колебаний устанавливается в течение 0,3 сек на уровне давления источника питания.
На рис. 33, б представлена кривая первой фазы ударного давления в сливной трубе на выходе из рассматриваемого цилиндра (перед перекрывным краном). После перекрытия сливного трубопровода (точка Ь) давление в нем (перед перекрывным краном) ударно повышается за от резок времени 0,008 сек с 15 кГ]см2, соответствующем давлению в слив ной магистрали, до 175 кГ/см2.
87
Впрактике распространены также случаи гидравлического удара
вцилиндре при возмущении давления путем мгновенного подсоединения
цилиндра к источнику питания с давлением, превышающим давление в цилиндре. В частности, подобное условие будет иметь место при мгно венной подаче питания в силовой цилиндр с неподвижным весовым поршнем, или в цилиндр, расположенный на отводном трубопроводе, при условии, что движение поршня ограничивается каким-либо упором.
|
170 |
J |
135 |
|
100 |
1 |
|
I |
50 |
^ |
25 |
|
0,2 |
0,3 |
0,4 |
0,5 |
0,6 |
|
|
|
В р ем я • |
в сек |
|
Время 6сек |
|||
|
|
|
|
|
|
5) |
|
Рис. 33. |
Заброс |
ударного |
давления в |
силовом |
цилиндре |
||
|
при |
мгновенной остановке |
поршня |
|
|||
Такая схема |
по существу |
аналогична |
схеме |
тупикового отвода |
с жидкостной емкостью на конце, в соответствии с чем механизм гид равлического удара для этого случая будет таким же, как описанный выше в схеме тупика (см. рис. 31), но с учетом величины присоединен ной емкости.
Как и в рассмотренном простом тупиковом трубопроводе, возмуща
ющее давление, |
возникшее в начале отводного трубопровода, |
распро |
|||||||
|
|
|
страняясь по нему, развивает вслед |
||||||
|
|
|
ствие деформации жидкости, а так |
||||||
|
|
|
же стенок трубы и цилиндра, удар |
||||||
|
|
|
ную волну, которая, отразившись от |
||||||
|
|
|
поршня, создает на нем повышенное |
||||||
|
|
|
давление, |
большее |
чем |
давление |
|||
|
|
|
возмущающего импульса. |
Это |
до |
||||
|
|
|
полнительное давление затем |
рас |
|||||
|
|
|
пространяется к начальному участку |
||||||
|
|
|
трубопровода в виде обратной удар |
||||||
|
|
|
ной волны, действие которой, одна |
||||||
|
|
|
ко, |
будет смягчено наличием в ци |
|||||
|
|
|
линдре значительного по сравнению |
||||||
Рис. 34. Заброс |
ударного давления |
с |
объемом |
трубопровода |
объема |
||||
в цилиндре при внезапной остановке |
жидкости. Влияние упругости этого |
||||||||
поршня в |
зависимости от давления |
объема |
на |
величину ударного дав |
|||||
Источника |
питания (О — эксперимен |
ления |
равноценно |
увеличению |
пе |
||||
|
тальные точки) |
риода трубопровода х. |
|
|
|||||
|
|
|
|
|
На рис. 34 приведена кривая, характеризующая ударное давление Руд при подключении цилиндра с нулевым давлением и заторможенным поршнем к источнику питания (аккумулятору) с давлением ро. Подклю чение цилиндра осуществлено с помощью электромагнитного распреде лителя (^0,006 сек). Цилиндр дуралюминовый 0 = 4 2 мм\ объем поло
88
сти цилиндра V=241 см3; толщина стенки 3,75 мм; длина трубопровода питания L = 4 м и сечение 10X8 мм. Величина Друд заброса давления при гидравлическом ударе выражается в этом случае разностью
Д р у д = Руд Ро-
Очевидно механизм действия гидравлического удара в рассмотрен ном случае справедлив и для случаев, когда на конце тупикового от вода будут находиться иные относительно жесткие емкости (мано метры или прочие контрольно-измерительные приборы и аппаратура).
Г и д р а в л и ч е с к и й у д а р в н а с о с а х
Гидравлический удар в насосах может возникнуть вследствие раз личных причин, однако особого внимания заслуживают удары, наблю даемые при работе насоса в кавитационном режиме. Удар в последнем случае обусловлен тем, что при соединении недозаполненной жидкостью рабочей камеры насоса с нанегательной линией гидросистемы возникает обратный поток жидкости в эту камеру, сопровож даемый ударными забросами давления в ней. Поскольку при этом возможны вследствие высоких перепадов давления между нагнетательной линией и рабочей камерой насоса большие скорости обрат ного потока жидкости, ударные забросы давления в камерах насоса могут дости гать значений, способных вывести насос из строя. Кроме того, поскольку волны повышенного ударного давления, возни кающие при гидравлическом ударе в на сосе, распространяются по всей развет вленной сети трубопроводов, они могут вызвать значительные колебания давле
ния даже в местах, удаленных от источника гидравлического удара, и могут быть причиной выхода из строя различной гидроаппаратуры.
На рис. 35 приведен график колебаний давления в поршневом на сосе, работающем в кавитационном режиме. Величина ударных давле ний в этом случае достигала ^ 386 кГ[см2 при рабочем давлении в си стеме 210 кГ/см2. Частота колебаний равна произведению числа цилинд ров на число оборотов насоса.
СПОСОБЫ СНИЖ ЕНИЯ ВЕЛИЧИНЫ УДАРНОГО ДАВЛЕНИ Я
Снизить величину гидравлического удара можно либо соответствен
ным увеличением времени t переключения распределителя до значения 2/,
t^> — , либо уменьшением периода т трубопровода за счет применения
а
различных компенсаторов (гасителей) гидравлического удара. Регулирование времени переключения распределителя обычно
осуществляется с помощью дроссельных реле, при применении которых можно обеспечить заданное время t. Схема одного из реле, предназна ченного для плавного выравнивания давления при быстром соединении магистралей а и Ь с большим перепадом давления, представлена на рис. 36.
После открытия перекрывного крана 7 эти магистрали будут со единены сначала лишь узкой щелью, образованной конусной частью клапана 2 и его корпусом, сечение которой по мере перемещения кла пана вправо увеличивается. Соединение же этих магистралей полным
8 9
сечением проходных каналов произойдет лишь после того, как клапан 2 переместится на заданный путь вправо, выталкивая при этом жидкость из полости 3 через дроссельное отверстие 5. При закрытии перекрывного крана 7 клапан 2 возвращается под действием пружины 4 в исходное (крайнее левое) положение, вытесняя жидкость через жиклерное отвер стие клапана 1 и обратный шариковый клапан 6.
’ |
3 |
f |
lS |
/6 |
'■ л ^ ш ш |
к г т |
ш |
I |
|
о |
вив |
|
|
|
7 |
|
|
|
|
N |
|
|
|
ЧЧЧЧЧЧЧЧЧЧ
Рис. 36. Дроссельный клапан (реле) для регулирования вре мени переключения распределителей
Очевидно, путем выбора соответствующей величины сопротивле ния дросселя 5 и конусности клапана 2 можно обеспечить требуемую плавность соединения магистралей а и Ъ, а следовательно, обеспечить плавное безударное выравнивание давления в этих магистралях.
Реле подобного типа не допускает больших частот переключения, которые при положительной температуре обычно не превышают 2—3 переключения в секунду.
Требуемое время t закрытия (или открытия) задвижки, при кото ром будет обеспечен заданный заброс удельного давления А м о ж е т быть определено из выражения (100):
t _ 2 QLUO_ ' |
(104) |
&Рн |
|
Практика показывает, что безударность соединения |
магистралей |
с перепадом давления 220 кГ/см2 надежно обеспечивается при ^ 0 ,1 сек.
К о м п е н с а т о р ы г и д р а в л и ч е с к о г о у д а р а
Компенсатор (гаситель) гидравлического удара обычно представ ляет собой соединенный с трубопроводом сосуд (резервуар) (рис. 37) с упругим элементом, обладающим более высокой сжимаемостью, чем жидкость в трубопроводе.
Действие подобного компенсатора основано на том, что поток жидкости, соответствущий приращению скорости в ударной волне над начальной скоростью, поступает в резервуар компенсатора, благодаря чему поглощается энергия ударной волны.
Распространены поршневые компенсаторы с пружинным (рис. 37, а) и газовым (рис. 37, б) упругими элементами. Эти компенсаторы разме щаются вблизи защищаемого агрегата или участка магистрали или устанавливаются непосредственно на последней.
Поскольку снижение ударного давления в компенсаторе происходит в результате поглощения при деформации упругого элемента части энергии ударной волны, доля поглощаемой энергии будет тем большей,
9 0
чем больше будет деформация упругого элемента компенсатора, упру гость которого в пределах возможного сжатия должна быть по возмож ности постоянной. Для этого объем газовой камеры компенсатора сле дует выбирать таким, чтобы изменение давления газа в процессе погло щения ударной волны было минимальным. Практический объем газовой камеры такого компенсатора обычно выбирается равным 2-секундному расходу жидкости в трубопроводе, а начальное давление зарядки га зом — равным максимальному рабочему давлению в системе.
Недостатком поршневых компенсаторов является большая инерци онность, обусловленная в основном массой поршня, а также инерцион ностью столба жидкости в канале (трубке) а, соединяющем жидкостный резервуар компенсатора с рабочей магистралью гидросистемы. Вслед ствие этого поршень компенсатора может вступить под действием удар ной волны и колебаний давления в системе в гармонические колебания,
а) |
5) |
в) |
Рис. 37. Гасители |
(компенсаторы) |
гидравлического удара |
поршневого |
(а и б) и клапанного (в) типов |
которые приведут к асинхронному по отношению к действию ударной волны изменению знака направления движения жидкости в этом канале (к появлению «отрицательной» скорости). При этом давление в ка нале а может превысить давление ударной волны в защищаемой маги страли, в результате чего подобный компенсатор не только не будет поглощать энергию волны, а усугублять ее действие, что приведет к уве личению ударных давлений.
Колебания поршня в значительной мере усугубляются силами тре ния его в цилиндре и, в частности, разницей в трении покоя и движе ния, которая для поршня с резиновыми уплотнительными кольцами может достигать четырехкратного и более значения. Разница в трении вызывает вследствие упругости газа и инерционности поршня повыше ние амплитуды колебаний движения поршня сверх величины, обуслов ленной рассматриваемым волновым процессом, которое сопровождает ся, в свою очередь, нежелательным увеличением амплитуды колебания давления в газовой полости компенсатора и увеличением «отрицатель ной» скорости жидкости в соединительном канале.
Указанный недостаток можно частично устранить путем уменьше ния массы поршня и объема жидкости, находящейся в соединительном канале а. Кроме того, поскольку инерционные свойства жидкости в переходных процессах проявляются особенно заметно при малых сече ниях трубопроводов, сечение этого канала должно быть возможно боль шим, а длина — малой. Для этого резервуар компенсатора рекомен дуется размещать непосредственно на защищаемом трубопроводе, а сечение канала доводить до размера, близкого к размеру сечения трубо провода.
Однако при всех указанных мерах не устраняется инерционность поршня и трение его в цилиндре, ввиду чего эти компенсаторы не могут быть рекомендованы в качестве гасителя гидравлических ударов и пульсации давления в гидросистеме.
91
Для уменьшения инерционности подвижного элемента компенса тора жидкостную и газовую среды разделяют с помощью эластичной: резиновой мембраны (рис. 38, а). На рис. 38,6 приведен подобный га ситель гидравлических ударов и пульсаций давлений, примененный на самолетах; в качестве разделителя применена плоская резино-тканевая
мембрана k. Емкость газовой полости составляет 210 см3. |
|
|
|
||||||
Приведенные |
выше рекомендации |
по |
снижению инерционности |
||||||
|
|
|
|
столба жидкости в соеди |
|||||
|
|
|
|
нительном |
канале |
сохра |
|||
|
|
|
|
няются в силе и для этого |
|||||
|
|
|
|
компенсатора, |
поскольку |
||||
|
|
|
|
при |
несоблюдении |
их |
|||
|
|
|
|
функции компенсатора по |
|||||
|
|
|
|
гашению гидравлического |
|||||
|
|
|
|
удара |
могут быть |
пол |
|||
|
|
|
|
ностью нарушены |
(удар |
||||
|
|
|
|
ная волна |
будет |
прохо |
|||
|
|
|
|
дить, |
минуя |
резервуар |
|||
|
|
|
|
компенсатора). |
подтверж |
||||
Рис. 38. Гаситель (компенсатор) гидравлического |
Последнее |
||||||||
дено |
испытаниями |
|
пнев- |
||||||
удара |
мембранного типа |
|
|
|
|||||
фрагменного компенсатора (см. |
рис. |
|
могидравлического |
|
диа |
||||
38,а), присоединение |
которого |
||||||||
к рабочей магистрали гидросистемы было |
осуществлено трубкой дли |
||||||||
ной ^50 см (сечение магистрали |
и присоединительной трубки |
равно |
12x10 мм; газовый объем резервуара компенсатора ~250 см3). Резуль
таты этих испытаний показали, что |
влияния на колебания давления |
в гидросистеме (частота колебаний |
100 гц и выше) этот компенсатор |
не оказывал. Более того, при применении его появились дополнительные всплески давления, вызванные указанной выше асинхронностью дейст вия компенсатора по отношению ударных волн. Однако при правильной установке аккумулятора заброс ударного давления у перекрывного крана (заслонки) при прямом гидроударе не превышает 10% значения давления зарядки аккумулятора.
К л а п а н н ы е г а с и т е л и г и д р а в л и ч е с к о г о у д а р а
Для ограничения величины ударного давления применяют также предохранительные клапаны (см. рис. 37, в), действие которых при обеспечении известных условий равноценно действии рассмотренного выше диафрагменного компенсатора с каналом, ведущим в жидкостную среду с постоянным давлением. Для того чтобы максимально устранить прохождение ударной волны по магистрали за предохранительный кла пан, т. е. максимально поглотить энергию ударной волны, необходимо уменьшать инерционность клапана, которая зависит от массы подвиж ных его частей и сечений проходных каналов, а также от длин трубо проводов, с помощью которых клапан присоединяется к рабочей маги страли и соединяется с баком.
Очевидно, наиболее эффективной, при всех прочих равных условиях, будет установка клапана непосредственно на рабочей магистрали со сбросом жидкости при срабатывании клапана непосредственно в атмосферу (без применения сливного трубопровода). Испытания показали, что при установке клапана на отводном трубопроводе большой длины (более 0,5—0,8 ж), а также при большой длине сливных (дренажных) трубопроводов эффективность гашения удара будет снижена или даже полностью нарушена.
9 2