книги из ГПНТБ / Башта, Т. М. Объемные насосы и гидравлические двигатели гидросистем учебник

прямо пропорционально частоте вращения. Кривая подачи <2,ф будет при этом практически параллельна кривой QT, смещенной относительно нее на величину AQX. При частоте вращения, мень­ шей /гт1п насос не будет развивать требуемого перепада давления, т. е. при этой частоте расчетная подача равна утечкам (рис. 18, а):

Следовательно, утечки через зазоры в насосе ограничивают минимальную частоту вращения, при которой еще возможно получение максимального давления на выходе.

Поскольку внутренние утечки увеличиваются с повышением перепада давления в системе, насосы оцениваются по подаче при заданном давлении.

6. Объемный к. п. д.

Указанные объемные потери в насосе характеризуются его объ­ емным к. п. д., который показывает, насколько фактическая (эф­ фективная) подача (<2эф) насоса отличается от средней теоретичес­ кой (QT) и представляет собой отношение полезной (эффектив­ ной) мощности насоса к сумме полезной мощности и мощности, потерянной с утечками или, что то же, отношение фактической подачи к средней теоретической:

л^эф Q'«t>

■Лоб. н — -щ - = " q 7 •

Полезная (эффективная) мощность насбса А/эф — мощность, сообщаемая насосом жидкой среде и определяемая зависимостью

Среднюю теоретическую подачу определяют расчетным путем по приведенным ниже формулам или измеряют при медленном (п = = 20-4-30 об/мин) проворачивании рукоятки насоса с (см. рис. 17) при нулевом перепаде давления жидкости между полостями входа

80

Фактическая подача насоса (с учетом объемного к. п. д.)

Из выражения (18) следует, что объемный к. п. д. регулируе­ мого насоса будет снижаться при уменьшении расчетной подачи, достигая при QT = AQH нулевого значения.

Эффективная подача, выраженная через характерный объем w

и параметр регулирования е для регулируемых насосов (см. стр. 75), определится

<2 эф = ешсог)об. н,

где т)об. „ — объемный к. п. д. насоса.

Рис. 19. .Кривые к. п. д. насоса

Применительно к нерегулируемому насосу в данном выражении значение параметра регулирования принимается равным положи­ тельной единице (см. стр. 76).

Зависимость объемного к. п. д. от различных факторов. На рис. 19 приведены типовые кривые принципиальной зависимости объемного к. п. д. насоса цоб н без учета условных утечек в функ­ ции перепада давления (допускаем, что зазоры с изменением дав­ ления не меняются) при постоянной скорости (график а) и в функ­ ции скорости (частоты вращения п) при постоянном давлении

(график б). Ш триховая линия на рис. 19, а соответствует идеаль­

ному насосу с нулевыми утечками (rio6 н = 1).

Анализ рассмотренных выше данных показывает, что измене­ ние объемного к. п. д. г\об н насоса практически находится в прямой зависимости от перепада давления (рис. 19, а). Поскольку теоре­ тическая подача насоса QT (см. рис. 18, а) при бескавитационном

режиме всасывания (при отсутствии объемных потерь на всасы­ вании) прямо пропорциональна частоте его вращения п [см. также выражение (13)1, а абсолютная величина утечек жидкости AQX(см. рис. 18, б) при принятых условиях зависит лишь от пере­ пада давления жидкости и практически не зависит от п, объемный к. п. д. г]об н насоса с увеличением п в некоторых пределах, в ко­ торых соблюдается указанный режим работы, повышается

(рис. 19, б).

Однако подобное повышение подачи насоса при увеличении п будет происходить лишь до определенных значений п, при которых утечки (см. стр. 77), обусловленные недозаполнением рабочих камер насоса, отсутствуют или столь малы, что ощутимо не изме­ няют подачи насоса. При некоторой высокой частоте вращения п начнет сказываться влияние условных утечек (потерь на всасы­ вании) и поскольку с увеличением п эти утечки относительно воз­ растают, то линейность зависимости подачи <2эф в функций п бу­ дет нарушена (см. рис. 18, а), что вызовет стабилизацию и при некотором увеличении п — снижение объемного к. п. д. (рис. 19, б). При известном повышении п наступит кавитация (разрыв потока), сопровождающаяся резким падением объемного к. п. д.

сывания при постоянных значениях частоты вращения насоса, вязкости и плотности жидкой среды на входе в насос и давления.

Кавитация в насосе сопровождается пульсацией давления жидкости на выходе и шумом. Эти пульсации обусловлены в основ­ ном наличием обратного потока жидкости из нагнетательной по­ лости насоса, который сопровождается гидравлическими ударами и, в результате чередующихся ударов, — пульсацией давления в нагнетательной магистрали насоса. Амплитуда этих пульсаций может при известных условиях достигать величины, вызывающей разрушение насоса и нагнетательной магистрали. Ввиду этого должен быть обеспечен некоторый кавитационный запас, при котором в работе насоса не наблюдалось бы изменения основных

82

жидкости, причем для ряда машин оказывают влияние центро­ бежные и инерционные силы, нарушения в работе распредели­ тельного устройства и пр.

Опыт показывает, что величина утечек жидкости через зазоры зависит также от вязкости жидкости, уменьшаясь с увеличением последней, а следовательно, объемный к. п. д. насоса с повышением вязкости (или соответственно с понижением температуры t) жидкости увеличивается. Однако повышение вязкости жидкости сказывается положительно на объемном к. п. д. лишь до того момента, пока отрицательное влияние этого фактора на заполне­ ние насоса не превысит положительного эффекта от уменьшения утечек через зазоры, обусловленных перепадом давления. Таким образом, объемный к. п. д. насоса будет наибольшим при такой вязкости жидкости, при которой суммарные объемные потери вследствие ее утечек через зазоры и неполного заполнения рабо­ чих камер насоса будут минимальными.

В соответствии с этим на величину утечек жидкости через зазоры влияет также температура жидкости, причем, поскольку теоретическая подача не зависит от температуры, объемный к. п. д. с понижением температуры жидкости ниже той, при которой обеспечивается заполнение насоса, уменьшается. С понижением температуры повышается также сопротивление всасывающей ли­ нии насоса, что также приводит к уменьшению объемного к. п. д. насоса.

График, приведенный на рис. 19, в, показывает, что в интер­ вале температур жидкости от— t x до t2 объемный к. п. д. т)об н со­ храняется в приемлемых значениях; при температуре выше t2 он уменьшается вследствие роста утечек жидкости через зазоры,

вления всасывающей магистрали ввиду повышения вязкости жидкости.

Объемный к. п. д. насоса при всех прочих равных условиях будет, как правило, тем больше, чем меньше доля общей длины зазоров, приходящаяся на единицу расчетной подачи насоса. Ввиду этого объемный к. п. д. насоса большой подачи обычно выше объем­ ного к. п. д. насоса малой подачи. Очевидно, что по этой же при­ чине частоту вращения насоса желательно выбирать максималь­ ной, однако такой, при которой обеспечивается бескавитационный режим всасывания.

Поскольку в регулируемых насосах (см. стр. 114) периметр зазоров при регулировании не изменяется, утечки жидкости через зазоры практически сохраняются постоянными при различ­ ных рабочих объемах q насоса. Теоретический же расход изменя­

ется при этом пропорционально рабочему объему q — ввиду

чего объемный к. п. д. такого насоса с уменьшением его рабочего объема будет понижаться [см. выражение (18]. В соответствии

84

с этим кривая зависимости Q3(j) регулируемого насоса от рабочего объема q будет аналогична кривой, представленной на рис. 18, а.

При расчетах гидросистем значение т)об н для роторных порш­ невых насосов можно принимать для номинальных режимов ра­ боты равным 0,96—0,98.

Обычно принимают, что снижение подачи насоса, приходя­ щейся на один оборот, в конце ресурса работы не должно пре­ вышать 10% от номинальной подачи в начале ресурса работы насоса.

Влияние на объемные потери сжимаемости жидкости и вред­ ного пространства насоса. Объемные потери, а следовательно, и подача насоса в значительной мере зависят (в особенности при высоких давлениях на выходе) от упругости рабочей среды (жидко­ сти) и величины вредного пространства (мертвого объема) насоса и жесткости его рабочих камер (см. также стр. 375).

Под вредным пространством понимают разность между геоме­ трическим объемом камеры вытеснения (включая объем каналов распределителя) и расчетным вытесняемым объемом (без учета утечек и сжимаемости жидкости).

Наличие вредного пространства отрицательно сказывается на характеристиках насосов, в особенности при высоких давлениях. Очевидно, если пренебречь сжимаемостью рабочей среды, вред­ ное пространство не будет^сказываться на величине подачи на­ соса, однако с учетом сжимаемости оно оправдывает свое назва­ ние, так как известная часть жидкости, вытесняемая поршнем, или иным вытеснителем, израсходуется на повышение давления в нем до зеличины, соответствующей давлению жидкости на вы­ ходе из насоса. Следовательно, расчетный объем жидкости, вы­ тесняемой из изменяющейся полости насоса за один ход, всегда несколько меньше максимального геометрического объема изме­ няемой полости, ввиду чего в последней в конце вытеснения будет находиться некоторый объем жидкости.

Рассмотрим влияние этого пространства на объемные характе- . ристики однопоршневого насоса (рис. 20, б). Для оценки этого влияния введем понятие теоретического объемного к. п. д. на­ соса, под которым будем условно понимать отношение расчетного значения подачи Q1 насоса (без учета утечек через зазоры) в среду с давлением ри к геометрической подаче QT, вычисленной по урав­ нению (13)

тqt ■

Применительно к рассматриваемому однопоршневому насосу это уравнение может быть представлено в виде

85

Рассмотрим влияние сжимаемости жидкости с учетом наличия вредного пространства. Обозначим через с объем вредного про­ странства насоса, т. е. объем между поршнем и нагнетательным клапаном (или распределительным устройством) в конце рабо­ чего хода поршня (отмечено точечной штриховкой). Пренебрегая утечками жидкости и считая цилиндр насоса абсолютно жестким, а заполнение цилиндра полным, находим объем Aqx сжатия жидкости, необходимый для повышения давления жидкости в объ­ еме (с + q) от величины давления всасывания (принимаем его равным атмосферному) до давления ри среды, в которой происхо­

вытесняемой поршнем за один ход в среду с давлением рн, будет

4i = Я — A<7i = Я— (с + <?)•

В соответствии с этим расчетный объемный к. п. д. насоса без учета влияния утечек и иных факторов, кроме сжатия жидко­ сти, определится из формулы

(20)

или, принимая во внимание что qt — hf, будем иметь

_ . ___м

Из приведенного следует, что чем больше отношение суммар­ ного объема (с +<7) к описываемому поршнем объему q, тем боль­ шая часть последнего будет потеряна на повышение давления или, иначе, указанный к. п. д. зависит при прочих одинаковых условиях от отношения пути Ah перемещения плунжера, требую­ щегося для сжатия жидкости в цилиндре и во вредном простран­ стве до давления ра на выходе, к полной (конструктивной) вели­ чине его перемещения Л. Очевидно, чем больше отношение этого объема сжатия к объему, описываемому поршнем за один ход, тем большая часть последнего будет потеряна на повышение да­ вления.

Для поршневых насосов, работающих при высоких давлениях (100 МПа или —^1000 кгс/см2) (см. рис. 145 и 146) объем сжатия

86

жидкости с учетом вредного пространства, необходимый для по­ вышения ее давления до требуемой величины, может составить более 30% объема, описываемого поршнем.

Теоретический объемный к. п. д. зависит также от жесткости камеры насоса, образующей вредное пространство. Последнее обусловлено тем, что увеличение объема этой камеры, вызванное упругой деформацией ее стенок под действием давления жидкости, будет сказываться на объемном к. п. д. в такой же мере, как и вли­ яние сжатия находящейся в ней жидкости.

При повышении давления с атмосферного до рц объем вредного пространства насоса увеличится вследствие механической дефор­

Сучетом величины и жесткости камеры вредного пространства,

атакже рассмотренного выше сжатия жидкости объемом (q + с), выражение для объемного к. п. д. примет вид

Из данного выражения следует, что при проектировании на­ сосов высокого давления необходимо стремиться к уменьшению

значении С±_я и б, что достигается уменьшением объема вредного

пространства насоса и повышением жесткости его деталей, обра­ зующих это пространство. Кроме того, в системах высоких да­ влений следует применять жидкости с минимальным значением коэффициента р объемного сжатия.

7. Влияние на подачу нерастворенного воздуха

При наличии в жидкости нерастворенного воздуха, последний вместе с жидкостью поступает во всасывающую полость и цилиндры насоса, давление в которых обычно значительно ниже атмосфер­ ного; поэтому воздух в них расширяется, уменьшая тем самым объем жидкости в цилиндрах.

Допустим, что единица объема жидкой среды содержит при на­ чальном давлении (давлении в баке) р 0 нерастворенного воздуха в объеме V0. Вследствие расширения этого воздуха во всасываю­ щей камере до давления рв объем его увеличится (принимаем, что

87

процессы расширения и сжатия воздуха происходят по изотермному циклу, при котором уравнение, выражающее связь между давле­ нием р и объемом V, имеет вид pV = const):

где V0— содержание (объем) воздуха в единице объема жидкости при начальном давлении р 0в жидкостном баке системы; VB— то же при давлении рв во всасывающей камере насоса.

При сжатии этого воздуха в нагнетательной камере до давле­ ния рн на выходе из насоса объем его уменьшится:

где VH— содержание воздуха в единице объема жидкости на выходе из насоса в среду с давлением рн.

Разность между значениями Va и V„ есть потеря подачи Уп насосом, вызванная расширением воздуха и отнесенная к единице рабочего объема насоса:

VY п = V“ В — Vу н*

Подставив из выражений (23) и (24) значения Vaи У„, получим

Наличие воздуха отразится на объемном к. п. д. насоса:

При наличии в насосе вредного пространства влияние на объем­ ные характеристики нерастворенного воздуха будет более значи­ тельным, так как часть вытесняемой поршнями смеси жидкости с воздухом израсходуется на повышение ее давления в этом про­ странстве до величины рн на выходе из насоса.

С учетом вредного пространства уменьшение объема воздуха, содержащегося в жидкости и заполняющего объем (q + с) (объем­ ная потеря подачи насоса вследствие сжатия воздуха), при по­ вышении давления с рвдо ри может быть вычислено по%выражению

д4=(9 + c)V ,^ ^ « , + c ) V ^ = (4 + c ) { v ^ - V . ^ ) .

Всоответствии с этим полезная (эффективная) подача насоса

всреду с давлением рн уменьшится до величины

<7эф = Ц— М = Я — [(<7 + с) (V0

88

В этом случае объемный к. п. д. будет •

ные потери, обусловленные сжимаемостью воздуха, могут достигать больших значений. Так, при 5%-ном содержании не-

растворенного воздуха объемный к. п. д. насоса при — = 0,1,

чими элементами насоса за один оборот.

На рис. 21 приведены кривые, характеризующие рассматри­ ваемую зависимость подачи шестеренного насоса самолетной гидро­ системы в функции давления внешней среды.

§ 24. Объемные потери и объемный к. п.д. гидромотора

При работе машины в режиме гидромотора в приемную ее полость подается под давлением жидкость, энергия которой пре­ образуется в механическую энергию вращения выходного вала,

89