книги из ГПНТБ / Дубровский О.Н. Гидроэнергетические расчеты судовых силовых гидравлических приводов и систем

шее влияние, чем гидромашины. В этом случае связь гидравлических параметров элементов можно выразить зависимостью

р э л — K элQ элV *>

где /Сэл — постоянный коэффициент, определяемый по параметрам спецификационноГо, одного из известных режимов или на основе предварительного расчета,

Для прямолинейных участков трубопроводов при ламинарном и турбулентном режимах движения рабочей жидкости величина е0 соответственно имеет значения 1 и 2, е4 — соответственно 1 и 0,25; для типовых местных сопротивлений трубопроводов при переходном и турбулентном режимах е0 = 1 ,7 2 ,0 и е4 = 0,24-0,5; для типо­ вого гидрооборудования систем (характерный режим движения жид­ кости турбулентный) е0 = 2 и е4 = 0,24-0,5.

Для системы как комплекса, состоящего из элементов, практи­ чески нет переходной границы режимов, так как для различных эле­ ментов эта граница существенно различается. Так, для гладких труб переходная зона определяется по критическому значению Re = = 2000-5-2300, для местных сопротивлений критическим может быть Re < 1000, а для клапанов некоторых типов Re = 100-5-20 [26].

Для приближенных пересчетов сопротивлений характерных сило­ вых судовых систем можно пользоваться следующими значениями показателей: для системы малой длины с относительно большим чис­ лом местных сопротивлений е0 = 2 и е4 = 0,254-0,35; для системы большой протяженности с относительно малым числом местных соп­ ротивлений е0 = 1,5 и е4 = 0,334-0,5; для всасывающей магистрали

— местные потери в трубопроводах и в гидрооборудовании через 2 h (см. § 12)

Pet ■“ C jQct - 1-

Рассмотрим характерные для судостроения варианты гидравли­ ческого расчета сложных систем с использованием всех форм выра-

жения рст как S Рэл = р™ — Рм- Типовая схема сложной системы состоит из т параллельных цепей с п последовательно соединенными

98

Следовательно, при заданном давлении в системе рсги общий рас­ ход, как сумма расходов по цепям,

Очевидно, в данном случае Q?n и соответствующие QM; являются максимальными расходами, возможными в рассматриваемой системе

при заданном рсгп = р™х. Минимальный расход и соответствующие Qm;" могут быть при р™п1П, обеспечивающем заданную минимальную

1=1

ний в элементах системы питания мотора с максимальной нагруз-

кой, обеспечивающий ему заданную минимальную скорость с

Qмmin(тх) *

Следовательно,

Если скорость моторов малой нагрузки уменьшить до скорости мотора с наибольшей нагрузкой, расход в системе можно соответ­ ственно уменьшить (принципиально вплоть до нуля). Это достига­ ется введением дополнительного сопротивления р0 р{ (ограничителя расхода) в цепи моторов малой нагрузки с перепадом давлений

Ро. рі = Рм (тх) — Рш- Следовательно, постоянная ограничителя

ь- __ Рм ( т х ) Р ш ___ Ро. р I

При синхронной параллельной работе нескольких моторов с рав­ ными скоростями или расходами

+р* ) ѵе

і=і

Например, от общей напорной магистрали питаются цепи а и б с моторами, нагруженными до ^ = 90 кгс/см2 и р® ^ = 80 кгс/сма. Моторы управляются

однотипными манипуляторами со спецификационными параметрами р^л = 2 кгс/см2

так как спецификационные параметры (сопротивление, расход, вязкость жидкости) приводятся в документации на поставку.

При ориентировочных расчетах потери давления в типовом судо­ вом, унифицированном гидрооборудовании (dy = 4н-32 на давление 100—250 кгс/см2) при максимальном расходе и эксплуатационной вязкости рабочей жидкости ѵр ж = 20ч-70 сСт можно принимать следующими (большие значения потерь для больших dy и р):

Для систем трубопроводов сопротивление рст можно определить по уравнению

Рст — C i Q ct -j- C ,Q CTV -j- K t oQ c t v * •

100

где ^ рэл — сумма гидравлических сопротивлений последовательно включенных манипулятора, фильтра, дросселя и других элементов гидрооборудования в данной схеме.

101

§ 14

0 вы боре о пти м а л ьно го диа м е тр а

труб опроводов с у д о в ы х ги д р о си сте м

Расчет диаметра трубопроводов систем судовых гидроприводов выполняется, как правило, по методам общепромышленной гидрав­ лики, которые основываются на выборе допустимых скоростей [1,26]. Многочисленные рекомендации исходят главным образом из назна­ чения трубопровода (напорный, сливной или всасывающий). Пере­ даваемая мощность, уровень давлений, размеры магистралей, режим работы гидропривода (постоянный или переменный), уровень объем­ ных и характер гидравлических потерь в системе, температурные условия не учитываются. Поэтому данный метод не дает однознач­ ного оптимального с гидроэнергетической точки зрения решения. С ростом мощности судовых гидроприводов и протяженности их магистралей возникает необходимость оптимизации подобных рас­ четов.

Оптимальным следует считать такой размер трубопровода, при котором потери в системе конкретного гидропривода минимальны или не превышают заданного уровня. С увеличением диаметра трубо­ провода снижаются гидравлические потери, однако возрастают объемные, а также потери на сжатие и разгон массы жидкости. Последние два вида потерь значительны в мощных гидроприводах с переменными режимами работы (рулевые приводы, успокоители качки, буксирные и траловые лебедки и т. д.).

В гидравлических системах с постоянными режимами работы с большой протяженностью трубопроводов (общесудовые системы гидравлики различного назначения) основными видами потерь явля­ ются объемно-гидравлические. Оптимальным диаметром в этом слу­ чае следует считать такой, при котором обеспечивается заданный коэффициент полезного действия системы.

В гидроприводах, где объемными потерями можно пренебречь, к. п. д. системы определяется только гидравлическими потерями г]тст. Тогда, решив систему уравнений

p„ = 4 , 4 5 . 1 0 - w ( 5 £ + f + 6 0 ^ ) ,

нетрудно получить выражение для определения диаметра трубопро­ вода в зависимости от всех параметров системы, режимов работы

102

Далее по сортаменту труб, выпускаемых промышленностью, подбирается ближайший размер.

В гидравлических системах с переменными режимами работы основными видами потерь, кроме гидравлических (объемными поте­ рями можно пренебречь), являются также потери на сжатие и разгон жидкости в системе. В этом случае за оптимальное сечение магистрали следует принимать такое, при котором энергия, затрачиваемая на преодоление потерь, будет минимальной.

Полная энергия W, непроизводительно затрачиваемая в системе за цикл от начала движения жидкости в насосе до установившейся

где WC1K, WTp, Wp — энергия, затрачиваемая на упругое сжатие жидкости в трубопроводе при рабочей нагрузке, на преодоление сил гидравлического сопротивления в трубопроводе и на разгон жид­ кости в трубопроводе до установившейся скорости силового гидро­ цилиндра (гидромотора) соответственно.

Значения энергии можно выразить через составляющие параметры

103

где постоянные системы

Б — 3,88/ѵгцБгцБгцѵ J]l,

В = 0,001 jv2rixFlu,Sr4 S l,

Г = 0,065j v l ^ l .

Для определения оптимального диаметра необходимо выражение энергии продифференцировать по d, приравнять к нулю и решить относительно искомого параметра

Данное выражение решается приближенно одним из известных численных методов с любой степенью точности. Последние два члена левой части уравнения не оказывают значительного влияния на результат. Для приближенной оценки их можно исключить. Тогда с погрешностью, не превышающей 10%, оптимальный диаметр трубо­

провода можно определить из выражения

.0,143

( 2'5 і ) "

(87)

Видно, что решающее влияние на оптимальный размер трубопровода гид­ ропривода с переменными режимами работы оказы­ вают сжимаемость жидко­ сти и гидравлическое сопротивление. С увели­ чением сжимаемости опти­ мальный диаметр умень­

шается, с увеличением сопротивления — увеличивается. Разгон жидкости значительного влияния на оптимальный диаметр не ока­ зывает, так же как и длина трубопровода, так как с изменением ее происходит аналогичное изменение сопротивления и сжимаемости, а следовательно, взаимно противоположное изменение оптимального диаметра. В данном случае существенное значение в общем балансе гидравлических потерь приобретают местные сопротивления, т. е. отношение IJI. Тогда

104

На рис. 32 приведены рассчитанные рассмотренным методом значения опти­ мального диаметра для различных рабочих давлений гидропривода мощностью 50 кВт при давлении 50 кгс/см2 с расходом 600 л/мин со следующими параметрами:

рабочего давления способствует уменьшению оптимального диаметра трубопроводов, а увеличение местных сопротивлений — его росту.

§15

Объемные потери в си с те м а х трубопроводов

Объемные потери в системах определяются внешними утечками жидкости (главным образом через неплотности в соединениях тру­ бопроводов) AQTp и внутренними перетечками жидкости из напорной магистрали в сливную АQr0 (имеющими место в запорно-регулиру­ ющей гидроаппаратуре).

По техническим условиям на изготовление и приемку судовых силовых гидросистем внешние утечки жидкости не допускаются. Однако опыт показал, что в процессе эксплуатации под действием вибрации, качки, ударных сотрясений и пульсаций давления, о соз­ даваемых работой гидроприводов, многие соединения ослабевают

ипоявляется утечка [7, 8].

Всложных групповых и общесудовых гидравлических системах объем утечек очень значителен, и при проектировании его следует учитывать.

Величина утечек определяется типом соединений и их размером, качеством изготовления, жесткостью крепления магистралей, уровнем

ихарактером изменения давления в системе, ударно-вибрационной нагрузкой, передаваемой магистралям от корпуса судна, вязкостью рабочей жидкости. Учесть столь сложную совокупность факторов невозможно.

Расчет утечек в соединении (AQTp, см3-соединение/ч) можно выполнить по показателям, обобщенным для всей системы в целом.

Так, в зависимости от основных факторов, расчетная величина утечек соединения

105

Т а б л и ц а 14

Значения коэффициента а

Для приближенной оценки значения Кѵ можно принять из табл. 15.

При этом меньшие значения Кѵ следует принимать для соединений с круглыми резиновыми кольцами на начальной стадии эксплуатации, большие значения — для штуцерных соединений с красномедными прокладками после неоднократных подтягиваний на начальной ста­ дии освоения в производстве и т. д.

Внутренние перетечки возникают главным образом в запорно­ регулирующей гидроаппаратуре золотникового типа (гидроманипу­ ляторах). Число перетечек в общесудовых гидравлических системах столь значительно, что для их компенсации нередко постоянно рабо­

аналогичного уравнению (89).

106