Добавил:

ivanov666 Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Башкирский Государственный Аграрный Университет

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

книги из ГПНТБ / Петрина, Н. П. Объемные гидромашины (насосы и двигатели)

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

21.10.2023

Размер:

8.93 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 1112 / 2512 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 > Следующая >>>

нештатным с другими оборотами и т. д . ) . Изменение числа оборотов (двойных ходов) насоса изменяет допустимую его высоту всасывания, в то время как условия всасывания (гидрав лические параметры всасывающего трубопровода) не меняются. Проверить соответствие всасывающей способности насоса при изменении числа двойных ходов можно при помощи характеристи- к и в с а с ы в а н и я Нвак= tyiQ) • Уравнение этой ха рактеристики можно получить совместным решением уравнений (2.6) и ( 2 . 5 9 ) :

		доп	рсгРп		с \|	г
		Н В а к = ~ J ~			2g	^ 7	( 2 - б 1 )
где А	- коэффициент,		в который		вошли все		постоянные вели
	чины:	^ K f t -	i " B ;	g ;	Л", Г	и	Т . Д .
Эта характеристика			изображена на рис. I . I 3 .
§	2 . 10 . Потери		энергии, к. п. д . ,				мощность и
			характеристики
У поршневых насосов, как и у всех объемных гидромашин,
природа потерь		энергии	одна	и та же, поэтому их рабочие
характеристики		подобны	(см.	рис. I . I 4 и § 4 - 6 ) . К числу

этих потерь относятся: обьемные, гидравлические и механиче ские, количественное значение которых зависит от особенно

стей устройства	и принципа действия гидромашины.
	I . Потери энергии и к.	п. д.
А. Объемные	потери и объемный к.	п. д. В объемных гидро

машинах существует два вида объемных потерь, которые имеют

разный физический	смысл.
Потери энергии	вследствие	п р о т е ч е к	ж и д к о
с т и через зазоры:		_

Н О

где

cl -

средний

диаметр кольцевого

зазора;

р = р н — р в -

перепад

давления;

номинальный

зазор;

jU. -

коэффициент динамической

вязкости

жидкостей;

длина щели в направлении движения жидкости.

Для плоской щели вместо длины окружности

% d

надо

принять ширину Ъ. Этот вид потерь

имеет

энергетический

геометрический смысл,так как протечки в количестве q,3ais

вызывают

потерю мощности,

вследствие

дросселирования

жидкости в

зазорах,равную

Л М = Н з а з ^ =

Р Ч э « = * Н с Ь «

(2.63)

и уменьшают использование объема рабочей камеры от теоре

тической

ее

величины

~\J"r

до

некоторой действительной

V ,

чему

соответствует

уравнение

подачи

Q = Q T - < b a * -

(2.64)

О б ъ е м н ы й

к .

п .

д.

объемных насосов,

в том

числе

и поршневых,

равен:

Второй

вид объемных потерь cjH a n оценивает

полноту

н а п о л н е н и я

ц и л и н д р о в

и поэтому он

имеет

только геометрический

смысл;

так

как

£ т = ( З т + Ч Н С 1 П ,

(2.66)

то коэффициент наполнения

(2.67)

Объемные потери

от н е з а п о л н е н и я

р а б о

ч и х

к а м е р

Ц т

возникают и увеличиваются:

а)

при чрезмерно

большой скорости рабочего органа

насоса;

б)

вследствие

явления

кавитации;

в) при неплотностях всасывающего трубопровода;

г)

вследствие

перекачивания жидкостей,

насыщенных

воз-

I I I

духом, что характерно для масляных систем.

Величина т|н а п уменьшается с увеличением количества ра створенного воздуха, с увеличением объема вредного прост

ранства У^р^ЛУт^

2.9)

при увеличении давления нагнетания

р н .

Предположим,

что на единицу объема жидкости в рабочей

камере

приходится

с*

единиц воздуха

(газа),

тогда

во

вредном пространстве

будет V B p

= a V e p

единиц

воздуха;

аналогично

и для цилиндра V^ O T A = O < VT . В конце

хода всасыва

ния п р и р х

ж р в

количество

воздуха

будет

аУь ^-с<Ут .

Допуская, что процесс в цилиндре изотермический и что

ot= const, получим

P H a V B p = P e ( a V e p + V „ M S A ) ,

откуда

H U _

<хУ,р (Рн-Рв)

Ре

Количество жидкости, которым можно наполнить цилиндр с

учетом присутствия

в ней

воздуха,

будет:

_ v

v T ' = v T - v ^ .

Тйк как Ц-д^,то

1нап

V T

Y T

Рв

\Рв У

У исправно работающего поршневого насоса на холодной воде

О.а»0

(для

нефтепродуктов -

ох

« •

0 , 0 5 f 0 , 2 ) .

Для одновременного учета всех потерь

введем

к о э ф

ф и ц и е н т

п о д а ч и

У нормально

работающего насоса при

с*=0

( 2 " 7 0 )

где нижний предел относится к кривошипно-поршневым насосам с небольшой подачей, большим напором и большими числами оборотов, при которых увеличиваются протечки черев щели в клапане вследствие запаздывания посадки его тарелки на С£ $ о;

верхний предел относится к прямодействующим насосам

и высококачественным		роторно-поршневым гидромашинам.
При прочих равных условиях с увеличением размеров насоса
или его числа	оборотов	объемный к. п. д. увеличивается
потому, что относительная величина протечек			уменьша
ется, это объясняется		тем, что с увеличением размеров ци
линдра зазор	д увеличивается незначительно и поэтому
cj,30»const,a с увеличением числа оборотов величины,			входящие
в уравнение (2.62) не		изменяются, и поэтому C , ^ *	const .
Объемный к. п. д. поршневого гидродвигателя определяет
ся уравнением	( 1 . 5 ) .

Б. Гидравлические потери и гидравлический к. п. д. Гидравлические потери в поршневых гидромашинах незначитель ны, они возникают вследствие трения и вжхреобразованжж жидкости при входе ее в рабочую камеру и выходе из этой камеры. У поршневых насосов с клапанным распределением жидкости гидравлические потери определяются главным обра зом трением в клапанных щелях и вжхреобразованжем в кла панных коробках h K / ) . B соответствии с уравнением ( I . I2 ) гидравлический к. п. д. поршневого насоса

У роторно-поршневых гидромашин гидравлические потери незначительны и они обычно учитываются механическим

к.п. д.

В.Механические потери и механический к. п. д. Меха нические потери энергии (мощности) возникают вследствие механического трения поршней о стенки цилиндров,в сальни ковых уплотнениях штоков поршней, в трущихся частях шатун- но-кривошипного механизма и других узлах в зависимости от конструкции гидромашины.

У всех поршневых насосов работа сил трения пропорцио нальна давлению жидкости в рабочих камерах. У роторно* поршневых машин к силам трения от давления жидкости при бавляются еще силы трения от действия центробежных сил

И З

поршней: у осевых машин - трение головок поршней о наклон


ный диск, а у радиальных - трение об			обойму 4 (рис . 2 . 9) .
Механический к. п. д. определяется			по уравнениям (I - 18)
и (Т.21) и составляет	соответственно для вальных и прямо-
действующих насосов	Г[м	=0,85тС,9б, для роторно-поршневых
машин в зависимости	от	конструкции и рабочего давления

тг м = 0 , 7 5 * 0 , 9 5 .

Г.Полный к. п. д. поршневых гидромашин определяется

по	уравнениям	(I . 17) и	( I . 2 I ) и составляет для	насосов
IX	=0,6f0,95	для роторно-поршневых гидромашин		ц	=0,7&ь0,85.
	Все потери	энергии	(мощности) превращаются	в	теплоту,

которая воспринимается деталями машины и жидкостью. В гид ропроводах температура рабочей жидкости поддерживается по стоянной, для чего жидкость охлаждается в специальных во дяных охладителях. Количество теплоты, которое выделяется

насосом и гидродвигателем в соответствии с рисунком 1.8,
		Е=660Ыв х О-тхПд)		ккал/ч	,
где	М 6 Х -	мощность,	затраченная на действие насоса;
Г[ и	Ч \| А -	полные к. п. д. насоса		и двигателя.
2 .	Мощность. Мощность поршневых			гидромашин определяется
по уравнениям ( I . I 5 ) ,			С1.16) и ( 1 , 1 9 ) , ( Т , 2 0 ) ,		для чего
пользуются параметрами,			осредненными	по времени.

3. Характеристики. На рис. 2 . 26 показана рабочая						харак
теристика поршневого насоса, состоящая из частных харак
теристик: напорно-расходной или Q=f 4 (H)				,	или H=i\|r(Q),
характеристики к. п. д.		T\|=f 2 (rO	и характеристики мощ
ности N =-f,(H).
У объемных гидромашин нет органической					(неразрывно
связанной) зависимости между основными параметрами						Q-Н
и Н-п	? поэтому теоретическая напорно-расходная харак-
теристика изображается прямыми линиями 3,					4 и т. д. для
напора	и I , 2 и т. д. -	для подачи.	Это свойство является
ценным,	так как у насоса при n=const			можно изменять
напор,	а у гидродвигателя при Н= const			можно менять		число

оборотов.

114

Н, рн

Рис. 2.26. Рабочая характеристика поршневого

насоса


Действительная на-
порно-расходная харак
теристика	насоса		откло
няется от	теоретической
I вследствие		протечек
через зазоры Цъа*,			и от
незаполнения		Ц,н а п •
Объемные		насосы,

в том числе и поршневые, снабжаются перепускными

клапанами	для	перепуска
жидкости	из напорной
камеры в приемную.
Для перепуска		клапан
открывается,		когда дав
ление нагнетания р н
достигает	предельно
большой,	максимальной
величины	ри т 0 ( Х ,чему

отвечает точка В. На напор- но-расходной характеристике линией BD показан перепуск жидкости через предохрани тельный клапан.

На рис. 2.27 показана рабочая характеристика поршневого (объемного) гид родвигателя, которому при давлении р д = р д х + Д р д , подводится расход Од.т. В двигателе постоянно нахо дится количество жидкости, большее чем Q^T на величину

ПЧэоз

n=const

ПА

РА

Рис. 2.27. Рабочая харак теристика объемного гид-

двигателя

Мощность на выходном звене двигателя N . B W x определя-

115


ется по теоретическим параметрам й А . т		и р А	Т = р А - А р л ,
где Лрд - потеря давления на гидравлические			сопротивления.
Полный	к. п. д. двигателя получают по уравнению ( I . 2 I ) .
При некотором минимальном давлении		p m i n	выходная мощ
ность	падродвигателя равна нулю ( N A вмх=0) вследствие по

терь мощности на механическое трение и протечек через за зоры. 6 зависимости от практических надобностей,кроме рабочих,вводятся и другие характеристики. Одна из таких характеристик для обратимых гидромашин - зависимость по

дачи от числа		оборотов - показана на рис. 2.28, где в пер-
вом квадранте		дана
характеристика		насоса,
а во втором -		харак
теристика двигателя,
чему	отвечает	направ
ление	вращения рото
ров,	показанное на
рис.	2.15 и 2.16.

У насоса	с неко	Пд	0 Птт	"max
торым минимальным чис

лом оборотов	n M i n	Рис. 2.28. Характеристика подачи
устанавливается ра		и расхода	в зависимости от числа
		оборотов объемной		гидромашины
венство ( ^ с ^ поэтому		(насоса	гидродвигателя)

характеристика Q=-f(п)

не выходит из начала координат. Работа насоса вблизи таких

оборотов	( n « n m i „ ) неустойчива. При некотором	(слишком
большом) числе оборотов п^ъх возможна кавитация, чему
отвечает	точка К.
В гидравлическом двигателе через зазоры также протекает
(циркулирует) некоторое количество жидкости ty3as=		Q A - Q A . T ,
поэтому в двигателе находится жидкость в количестве			( } д v
а через	приемный и отливной его патрубки расход составляет
Одт.
Пользуясь характеристиками гидромашин (рис. 2.26,
2,27 и 2.28) и простейшими измерительными приборами -			мано-
116

ыетрами, тахометрами и расходомерами, - можно определить или проверить параметры, гарантирующие надежность насоса и гидродвигателя: p m j . n , p m a x , n m i n И п т и х .

§ 2 . I I . Регулирование режимов работы поршневых насосов и двигателей

I . Регулирование насосов. Регулированием		режимов		работы
поршневого насоса называется изменение его	подачи		Q.	или
напора Н, или же одновременное изменение	0.	и Н,	что,

как правило, сопровождается изменением мощности двигателя.

Изменение этих		параметров насоса		бывает	необходимо
при	изменении	в	обслуживаемое	системе	расхода жидко
сти,	сопротивлений		система или	состояния		жидко
сти.

Возможные способы регулирования определяются типом двига теля и устройством насоса, что следует из уравнения мощно сти на валу и уравнений для подачи насосов:

- прямодействующих и кривошипно-поршневых (вальных)

-	роторнс—поршневых	аксиальных	^
-	роторно-поршневых	радиальных	^

Из этих уравнений следует, что регулировать подачу можно изменением числа оборотов (двойных ходов), для чего надо иметь двигатель с регулируемым числом оборотов (паро вую поршневую машину, электродвигатель постоянного тока). Однако при этом не должно нарушаться условие бескавитационной работы ( 2 . 6 0 ) . Регулирование величины подачи и направ-

117

ления движения жидкости возможно за счет механизма самого насоса. У аксиальных роторно-поршневых это достигается путем изменения угла наклона шайбы fi, а у радиальных роторно-поршневых - изменением величины эксцентриситета е . Для такого регулирования у кривошипно-поршневых насосов устанавливается механизм, изменяющий длину хода поршня, что усложняет насосный агрегат, поэтому такие насосы на

кораблях применяются редко. Вместо этого способа применяется, как уже говорилось, перепуск жидкости из напорного патрубка во всасывающий, что, строго говоря, не является регулирова нием насоса. По существу дела это регулирование расхода в системе.

Напор насоса при Q= const можно изменять только за счет изменения мощности двигателя. Эксплуатационные свойст ва напорно-расходной характеристики не ограничивают напора. Пределом увеличения напора является мощность двигателя, условия прочности деталей насоса и нагревание жидкости при ее дросселировании в зазорах, что бывает в закрытой системе гидропривода (рис. 1.6).

2 . Регулирование двигателей. У роторно-поршневых двига телей регулируется вращающий момент или число оборотов путем

изменения расхода Q A			или перепада	давления р д	, что	сле
дует	из	уравнения
		M A n A = ^ p A Q A r ! A		,		(2.71)
где	М д	- вращающий момент;
р д = ( р 1 - р 1 ) - п е р е п а д давлений				в двигателе	(рис.	1.6).
	Изменение величины расхода жидкости в двигателе дости
гается		тем же путем,	что и в роторных насосах. Изменение

направления вращения вала у роторных гидродвигателей дости гается изменением Ji и е на взаимопротивоположные вели чины. При этом должно соблюдаться соответствующее направ ление движения жидкости у насоса.

118

§ 2 . 1 2 . Устройство прямодействующих и кривошипнопоршневых (приводных, вальных) насосов

Для перекачивания пресной и морской воды, а также нефтепродуктов (мазута, дизельного топлива, смазочного масла) на кораблях применяются паровые поршневые прямодей-

ствующие и приводные (вальные)	электронасосы.
I . Паровые прямодействующие	насосы. Эти насосы бывают

горизонтальные и вертикальные. Они имеют следующие парамет

ры: Q	= 1т140 ъР/ч	; Н = 404-225 м вод.	ст.; п =ЗСЦ-
•г120	да.ход/минуту,	Н*а» = б м вод. ст.;	давление	свежего
и отработавшего пара соответственно 10 - 22 кп/см4				и
0 , 2 - 2	кгс/смг. На рис. 2 . 2 9 , 2 . 30, а ,		2 . 3 0 , 6 и 2.31 показа

но устройство горизонтального насоса типа ПНП (парового насоса прямодействующего), при этом основные обозначения даны по рисунку 2 . 2 9 .

Рис. 2 . 2 9 . Схема действия прямодействующего парового поршневого насоса

Насос состоит из двух основных частей (блока паровых ци линдров П и блока гидравлических цилиндров Г ) , из которых первая является двигателем (приводом), а вторая - собствен но насосом. Каждый цилиндр паровой поршневой машины распс—

119

<<< < Предыдущая 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 1112 / 2512 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 > Следующая >>>

Соседние файлы в папке книги из ГПНТБ