гидросист


А.М.Иоффе, И.А.Мазур
/
ГИДРАВЛИЧЕСКОЕ, ПНЕВМАТИЧЕСКОЕ И СМАЗОЧНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ МЕТАЛЛУРГИЧЕСКИХ ЦЕХОВ
Москва
Металлургиздат
Иоффе А.М., Мазур И,А, Гидравлическое, пневматическое и смазочное оборудование металлургических цехов. — М.: ЗАО «Металлургиздат», 2009. - 960 с., ил,
В книге освещены вопросы применения гидропривода, пневмопривода и систем густой и жидкой смазки в оборудовании машинах аглодоменных, сталеплавильных и прокатных производств. Подробно рассмотрены функции, принципы действия и конструкции современных отечественных и зарубежных элементов гидропривода, пневмопривода и систем смазки, применяемых в металлургическом производстве: насосы, гидромоторы, компрессорные машины, вентиляторные установки, гидравлические и пневматические цилиндры, распределительная и регулирующая аппаратура, аккумуляторы, соединения и оснастка трубопроводов.
Изложены правила технической эксплуатации гидравлических, пневматических и смазочных систем, которые предназначены для руководства в практической деятельности и обучении персонала, связанного с эксплуатацией и ремонтом гидропривода, пневмопривода и систем смазки в цехах металлур! и 1бик.их производств (в случае отличий отдельных их положений от офии и ии ни утвержденных норм и правил действуют последние).
Кни! I предназначена для инженерно-технических работников, рабочих и мастеров занимающихся проектированием, изготовлением, монтажом, ремонтом и эксплуатацией оборудования гидравлических, пневматических и смазочных систем металлургических предприятий, может быть полезна аспирантам и студентам металлургических высших и средних учебных заведений.
Научное издание
А.М.Иоффе, И.А.Мазур
ГИДРАВЛИЧЕСКОЕ, ПНЕВМАТИЧЕСКОЕ И СМАЗОЧНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ МЕТАЛЛУРГИЧЕСКИХ ЦЕХОВ
!ввы 978-5-902194-34-7 Главный редактор О.Н. Новоселова Научный редактор А.В.Савенков Выпускающий редактор Е.Х.Иванова Корректор Г.А.Петрухина Компьютерная верстка А.П.Сорманова
9»785902 194347
ЗАО «Металлургиздат»
105005, Москва, 2-я Бауманская ул., 9/23.
Подписано в печать 27.03.2009 г.
Формат 60x90 1/16. Печать офсетная. Бумага офсетная № 1. Печ. л. 60. Заказ
1 А.М.Иоффе, И.А.Мазур, 2009
ISBN 979-5-902194-34-7
1 ЗАО «Металлургиздат», 2009
ПредисловиеГидравлические, пневматические и смазочные системы являются неотъемлемой частью большинства современных машин и механизмов металлургического производства. Роль этих систем в обеспечении бесперебойной и четкой работы машин и механизмов непрерывно возрастает по мере того, как появляется новое, более современное оборудование.
Настоящая книга предназначена для обучения непосредственно на производстве инженерно-технического персонала и рабочих, которые будут проектировать, монтировать и эксплуатировать гидравлические, пневматические и смазочные системы металлургического оборудования. Книга предполагает вначале ознакомить обучаемых с устройством и работой систем, а затем в технологической последовательности — с организацией, подготовкой и выполнением монтажных и наладочных работ.
Первый раздел состоит из семи глав, в которых изложены сведения об основных свойствах жидкостей и газов, представлены выводы и доказательства основных законов гидростатики, кинематики жидкости и гидродинамики, без знания которых невозможно понимание принципа действия оборудования рассматриваемых систем, а также его проектирования, изготовления и эксплуатации.
Второй раздел состоит из одиннадцати глав, в которых приведены конструкции и описан принцип работы насосов, гидромоторов, распределительной и регулирующей гидроаппаратуры работающей как на масле, так и технической воде применяемых в гидравлических системах и приводах металлургического оборудования.
В третьем разделе, состоящем из четырех глав, рассмотрены конструкции и принцип работы современного специального гидравлического оборудования металлургического производства для термической обработки проката, систем охлаждения валков и межклетьевого охлаждения, гидросбива окалины.
Четвертый раздел состоит из восьми глав, в которых приведены конструкции и описан принцип работы компрессорных машин, вентиляторных установок, пневмодвигателей, распределительной и регулирующей пневмоаппаратуры применяемых в пневматических системах и приводах металлургического оборудования.
В пятом разделе, состоящем из пяти глав, изложены основные понятия о смазочных системах и приведены характеристики смазочных материалов, а также конструкции и принцип работы оборудования систем густой и жидкой смазки, применяемого в металлургическом производстве.
В шестом, седьмом и восьмом разделах освещены вопросы касающиеся эксплуатации, технического обслуживания, монтажа и ремонта оборудования гидравлических, пневматических и смазочных систем металлургического оборудования соответственно. В разделах рассмотрены вопросы технической диагностики, наладки и испытаний оборудования рассматриваемых систем.
Инженернотехнический персонал и рабочие, занятые проектированием, эксплуатацией, ремонтом и монтажом гидравлических, пневматических и смазочных систем, должны знать устройство и принцип действия систем и элементов, из которых они состоят, уметь выполнять операции по подготовке и монтажу оборудования и аппаратуры, очистке и испытанию их, наладке систем, соблюдать правила безопасного ведения ремонтных и монтажных работ.
Материалы, приведенные в настоящей работе, могут быть использованы студентами металлургических вузов и техникумов в качестве учебного пособия при изучении курса гидропневмопривода, эксплуатации и техническому обслуживанию оборудования гидравлических, пневматических и смазочных систем металлургических цехов.
ВведениеСовременное металлургическое производство состоит из комплекса сложнейших агрегатов и машин, при помощи которых осуществляется выплавка чугуна и стали, производство проката и металлургического сырья.
Каждый такой агрегат, машина имеют гидравлические, пневматические и смазочные системы, без которых невозможно функционирование производства.
Каждая из указанных систем по-своему уникальна и по техническим характеристикам и составу оборудования, установленной мощности насосных, компрессорных и смазочных станций не имеет аналогов во всех других отраслях промышленности.
Особенности применения гидравлических, пневматических и смазочных систем в металлургическом производстве:
большие нагрузки и подвижные массы механизмов в сочетании с их высоким быстродействием, что требует высоких давлений и расходов рабочей жидкости, сжатого воздуха и смазочного материала;
переработка расплавленного и горячего металла, ужесточает условия эксплуатации, требует высокой безотказности гидравлических, пневматических и смазочных систем для исключения утечек, разрывов трубопроводов и соединений во избежание пожаров.
Сложные условия работы гидравлических, пневматических и смазочных систем снижают их безотказность, требуют усовершенствования ремонтного производства. Для этого необходима, в первую очередь, высокая квалификация и личная ответственность обслуживающего персонала.
Обеспечение нормальной бесперебойной работы действующего оборудования может быть достигнуто только при условии надлежащей организации и тщательного надзора и ухода за этими системами при эксплуатации, а также своевременного и качественного проведения их ремонтов.
В настоящей работе предпринята попытка собрать воедино сведения по указанным выше системам и правилам их технической эксплуатации.
Особенно полезна книга студентам металлургических вузов и техникумов, так как многие сведения, изложенные в работе, в учебных курсах не представлены.
I. ГИДРАВЛИКАБгава 1» Общие сведения о жидкостиЮидравлика, краткие сведения о ее развитииГидравлика — прикладная наука, изучающая законы равновесия и движения жидкостей, а также методы применения этих законов в разных областях инженерной практики.
Остатки древних гидротехнических сооружений в ряде стртн со хранились до наших дней. Первым научным трудом в области гидравлики (250 г. до н.э.) считают трактат древнегреческого ученого- механика Архимеда «О плавающих телах», в котором определены силы давления жидкости на поверхность погруженного в нее тела. После Архимеда на протяжении почти 1700 лет гидравлика не получила дальнейшего развития.
Новый этап в развитии гидравлики наступил лишь в эпоху Возрождения. В XV в. Леонардо да Винчи написал «О движении и измерении воды» — труд, который был опубликован только в XX в. Голландский ученый С.Стевин в 1585 г. сформулировал законы давления жидкости на дно и стенки сосуда. Г.Галилею принадлежат работы
оравновесии и движении тел в жидкости (1612 г.). Э.Торричслли в 1643 г. сформулировал закон истечения жидкостей через отверстия. Б.Паскалю принадлежит закон (1650 г.) о передаче давления внутри жидкости. И.Ньютону — гипотеза о внутреннем трении в жидкости (1686 г.) и работы о сопротивлении тел при движении в жидкости.
Как самостоятельная наука гидравлика сформировалась в XVIII в., после работ, выполненных в Российской Академии наукМ.ВЛомоно- совым, Д.Бернулли и Л.Эйлером. Трудами «Рассуждения о твердости и жидкости тела», «О вольном движении воздуха, в рудниках примеченном», «Попытка теории упругой силы воздуха», разработкой и изготовлением приборов для измерения направления и скорости ветра М.В.Ломоносов заложил основы гидравлики как прикладной науки. Д.Бернулли в 1738 г. получил основное уравнение гидродинамики, связывающее давление, скорость движения и глубину. Л.Эйлер в 1755 г. вывел дифференциальные уравнения равновесия и движения жидкостей.
Значительное развитие гидравлика получила во второй половине XVIII в., в XIXи, особенно, в XX веке. Большой вклад в решение многих теоретических и практических задач механики жидкости внесли как иностранные, так и русские, а затем и советские ученые, исследователи и инженеры: А.Шези, Г.Прони, Ж.Пуазейль, А.Дарси, Ю.Вейсбах, Блазиус, Ж.Буссинек — определение и расчет гидравлических сопротивлений, потерь напора в открытых руслах, каналах и трубах; Дж. Вентури, Я.Борда, В.Вейсбах, А.Базен — истечение жидкости через отверстия, насадки и водосливы; Л.Навье, Дж.Стокс — кинематическая теория движения вязкой жидкости; У.Фруд, О.Рей- нольдс — критерии гидродинамического подобия при течении жидкости; А.Пито, Дж. Вентури, Л.Прандтль — приборы для измерения расходов и давлений жидкости; И.С.Громека — вихревое, винтовое движение жидкости, теория капиллярности, волновые явления в жидкости; Н.П.Петров, Л.С.Лейбензон — гидродинамическая теория смазки; Н.Е.Жуковский, Л.С.Лейбензон — теория гидравлического удара; Н.Е.Жуковский, Н.Н.Павловский, Л.СЛейбензон, С.А.Хрис- тианович — движение грунтовых вод, движение газожидкостных смесей, теория фильтрации; Д.И.Менделеев, Л.Прандтль, Л.Г.Лойцянс- кий, Т.Карман, С.А.Чаплыгин, А.Н.Крылов, А.В.Колмогоров, М.А.Лаврентьев — теория пограничного слоя, исследования турбулентности движения, теория струй в жидкости, движение твердого тела в жидкости, теория плавучести и устойчивости.
Отдельные элементы гидропневмоприводов (насосов, гидро- и пневмодвигателей и др.) применялись еще до нашей эры, использование же гидропневмопривода как комплекса устройств началось сравнительно недавно.
Начало использования гидравлического привода в отечественных металлургических машинах относится к 1930—1937 гг. С 1960-х гг. начинается все возрастающее применение гидропривода в металлургических машинах и системах автоматики технологических процессов. Широкое использование гидропривода в металлургических машинах обусловлено рядом положительных свойств, позволяющих успешно конкурировать с электрическим приводом. Оснований для все более широкого внедрения в практику машиностроения несколько. Прежде всего следует указать на возможность создания высоких давлений — до 32—40 МПа и даже 100—120 МПа, что позволяет реализовать большие рабочие усилия на плунжерах (поршнях) при относительно малых их размерах. Гидравлическую энергию, как и электрическую, можно передавать на относительно большие расстояния по трубопроводам в любом направлении, она может дробиться на любое число частей. При использовании гидравлической энергии особенно просто воспроизводятся прямолинейные и вращательные движения рабочего исполнительного механизма. Поэтому наряду с электрическим приводом следует расширять использование гидравлического и пневматического приводов, которые имеют свои достоинства, особенно применительно к вспомогательным металлургическим машинам и механизмам.
Основные определения и физические свойства жидкости[1-3]Жидкость — непрерывная среда, заполняющая пространство без пустот и промежутков, обладающая текучестью.
Рассматриваемые в настоящем курсе жидкости можно разделить на две группы: капельные — практически несжимаемые или мало сжимаемые жидкости (вода, эмульсии, масла, спирт и др.) и газообразные — легко сжимаемые.
К свойствам жидкости относят плотность, сжимаемость, вязкость, текучесть, капиллярность, поверхностное натяжение, теплоемкость, теплопроводность.
Используются понятия:
удельный объем — занимаемый единицей массы жидкости объем
TOC \o "1-5" \h \z у=У/т,(1.1)
где V и т — соответственно объем и масса жидкости; удельный вес — вес вещества единицы объема
у = т§/ V,(1.2)
где g — ускорение свободного падения.
Плотность жидкости — масса однородного вещества в единице объема
р = т/У,(1.3)
где т — масса, V— объем.
Относительная плотность — безразмерная величина — отношение плотности рассматриваемого вещества к плотности стандартного вещества:
8=Р/Р„(1-4)в определенных физических условиях.
В качестве стандартного вещества при определении относительной плотности принимают [1]: для капельных жидкостей — дистиллированную воду при температуре 277 К (4 °С) и давлении 101 325 Па, плотностью рст = 1000 кг/м3; для газообразных жидкостей — атмосферный воздух при стандартных условиях; температуре 293 К (20 °С), давлении 101 325 Па и относительной влажности 50% плотностью Рст = 1,2 кг/м3.
Для непосредственного измерения плотности капельных жидкостей используют приборы — ареометры.
Сжимаемость — свойство жидкости изменять свою плотность при изменении давления и (или) температуры.
Плотность капельных жидкостей при температуре и давлении, отличных от начальных:
(1.5)
где р0 — плотность жидкости при начальных температуре и давлении; М и Ар — приращения температуры и давления; (3, и (Зр — коэффициенты температурного расширения и объемного сжатия, представляющие относительное изменение объема жидкости при изменении температуры или давления на одну единицу:
1^. в =Л КV 61 р V ф
Коэффициенты и (3 весьма малы [1]. Например, при р = = (1-200)-105 Па и Г = 20 °(5 средние значения составляют: для воды (3, ~ 2-10 4 1/°С, ~ 5-10-10 1/Па; для минеральных масел, применяемых в гидроприводах [3 ~ 7-10~4 1/°С, * 6-10~10 1/Па. Поэтому при решении большинства практических задач изменением плотности капельных жидкостей при изменении температуры или давления обычно пренебрегают (исключение составляют задачи о гидравлическом ударе, об устойчивости и колебании гидравлических систем и некоторые другие, где приходится учитывать сжимаемость жидкости).
ТУ1Р тупп
р V ——КТ. или т = КГ. или — = К1,
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image1.png" \* MERGEFORMATINET
В отличие от капельных жидкостей плотность газов в сильной степени зависит от температуры и давления. Рассмотрим уравнение Ме нд елее ва—Клапейрона
(1.6>
где р — абсолютное давление; V — объем; т — масса; |1 — молярная масса; 1? = 8,314 Дж/(моль-К) — универсальная газовая постоянная; К = Я^/\1 — газовая постоянная; для воздуха К = 287 ДжДкг-К), для метана Я = 518 Дж/(кг-К).
Из этих уравнений можно установить зависимость плотности газа от температуры и давления
Р 1о
Р = \?(1-7)р и р0 — плотности газа соответственно при новых давлении р и температуре Т и начальных давлении р{) и температуре Г0.
Параметр состояния газа — абсолютная температура, измеряемая в Кельвинах (К)
Г=/ + 273,(1.8)
где t — температура в градусах Цельсия (°С).
Эта величина входит во все термо- и газодинамические зависимости. Для измерения температуры наибольшее распространение получила международная стоградусная шкала Цельсия, применяют и другие шкалы (табл. 1.1) [1].
Оценить сжимаемость жидкостей можно и по-другому. В состоянии покоя характерным параметром сжимаемости жидкости является скорость распространения в ней звуковых колебаний (скорость звука)
с = л1&р/Ар=^Ёж/р,(1.9)
где Ар — приращение давления; Ар — приращение плотности жидкости Еж = 1/Р^ — объемный модуль упругости жидкости.
Чем больше скорость звука, тем меньше сжимаемость данной жидкости, и наоборот.
Сжимаемость движущейся жидкости оценивают отношением скорости потока к скорости звука в данной жидкости, которое называется числом Маха
М = у/с.(1.10)
Если скорость движения жидкости мала по сравнению со скоростью распространения в ней звука, т.е. число Маха значительно меньше единицы, то независимо от абсолютного значения скорости звука капельную жидкость или газ при таком движении можно считать практически несжимаемыми.
Таблица 1.1. Соотношение между температурными шкалами
Шкала К °С т
Кельвина 1 t, °С + 273 Г Р-32 1,8
Цельсия Т, К-273 1 Г, Р-32 1,8
Фаренгейта 18 Т, К -459 0,8 и °С 1
Вязкость жидкости — сопротивление относительному движению (сдвигу) частиц жидкости. Вязкость — наиболее важное физическое свойство жидкости.
При движении реальной жидкости вследствие ее вязкости между ее соседними слоями, а также жидкостью и стенками русла, возникают силы внутреннего трения и вызванные ими касательные напряжения, направленные в сторону, противоположную движению, что приводит к различным скоростям частиц в различных слоях потока и их деформации (сдвигу).
У йи/№ = йга
йи
и + йи , ■ ■■ ■ Ау /а /
йу ■ : / / / / 1 и X Если представить поток состоящим из отдельных слоев бесконечно малой толщины 6у (рис. 1.1), то скорости этих слоев будут изменяться по некоторому закону от
нуля (у стенки) до рис | |_ Относительное движение слоев жидкости максимума (в центре потока). Пусть
скорости соседних слоев будут иши + йи.Ъ прямолинейном движении йи можно рассматривать как скорость деформации, а градиент скорости 6и/6у как угловую скорость деформации.
Согласно гипотезе И.Ньютона, высказанной им в 1686 г., а затем экспериментально и теоретически обоснованной в 1883 г. Н.Н.Пет- ровым, сила внутреннего трения Т, возникающая между двумя слоя
ми движущейся прямолинейно жидкости, прямо пропорциональна поверхности соприкасающихся слоев F, градиенту скорости du/dy, зависит от рода жидкости и температуры и не зависит от давления
Т= ±\iFdu/dy,(1.11)
где (1 — динамическая вязкость.
Жидкости, в которых силы внутреннего трения не подчиняются уравнению (1.8), называются аномальными или неньютоновскими. К ним относятся некоторые масла при отрицательных температурах, коллоиды, парафинистые нефтепродукты при низких температурах. Вода, воздух, спирт, большинство масел, применяемых в гидроприводах, и другие относятся к обычным, т.е. ньютоновским, жидкостям.
Разделив обе части уравнения (1.11) на F, получим касательное напряжение (напряжение силы трения)
x=T/F=±\idu/dy.(1.12)
Из уравнения (1.12) следует, что динамическая вязкость численно равна касательному напряжению т при градиенте скорости du/dy, равном единице, т.е. имеет вполне определенный физический смысл и полностью характеризует вязкость жидкости
|i = %/{du/dy).(1-13)
Динамическая вязкость реального газа зависит от температуры следующим образом
' ]^ = ]L( Г/273)0*75,-(1.14)
где ji() — динамическая вязкость газа при 273 К (О °С).
Единицей динамической вязкости в системе СИ является паскаль- секунда (Па-с).
Кинематическая вязкость — определяется отношением динамической вязкости к плотности
v = n/p,(1.15)
используется при технических расчетах в гидравлике.
В системе С ГС динамическая вязкость измеряется в пуазах (в честь Пуазейля): 1 Пз = 0,1 Па с, 1 сПз = 0,001 Па с; кинематическая вязкость измеряется в стоксах: 1 Ст — 0,0001 м2/с, 1 сСт = 0,000001 м2/с.
В марках масел, применяемых как для смазки машин, так и в качестве рабочбй жидкости для гидроприводов, используется число, означающее кинематическую вязкость в сантистоксах (в СИ это число можно трактовать как кинематическую вязкость, мм2/с).
Ввиду отсутствия методов непосредственного измерения коэффициентов динамической и кинематической вязкости жидкостей применяют условные (относительные) единицы вязкости. При этом учитывают время вытекания из сосуда через определенное калиброванное отверстие некоторого объема жидкости при постоянной температуре. Так, вязкость в условных единицах или в градусах Энглера (°ВУ или °Е), принятая для измерения в СНГ, означает отношение времени вытекания 200 см3 жидкости в секундах ко времени вытекания 200 см3 через отверстие диаметром 2,8 мм специального прибора — вискозиметра (50—52 с).
В США вязкость измеряют в секундах Сейболта, в Англии — в секундах Редвуда, во Франции — в градусах Барбье.
Для перевода условной вязкости от градусов Энглера к кинематической вязкости в СИ, м2/с, можно пользоваться эмпирической формулой Уббелоде
v = (0,0731 °ВУ - 0,0631/°ВУ)-10-4.(1.16)
Вязкость зависит от рода жидкости, ее температуры и давления. С увеличением температуры вязкость капельных жидкостей уменьшается, а газообразных — увеличивается. Зависимость вязкости от температуры для различных жидкостей различна и выразить ее аналитически общим уравнением не представляется возможным.
При расчетах можно воспользоваться зависимостями кинематической вязкости, (м2/с):
для воздуха
vt = 10“~4(0,132 + 0,000918/ + 0,00000066/2);(1.17)
для воды
vt = 10“4(0,0177/(1 + 0,00337/ + 0,000221/2));(1.18)
для минеральных масел, применяемых в гидроприводах при 30-150 °С и вязкости до 10 °ВУ (или °Е)
v, = vJO(50/0",(1.19)
где t — температура, °С; п — показатель степени (табл. 1.2) [1].
Характер изменения вязкости жидкостей при изменении давления зависит от начальной вязкости и температуры. Для большинства
Таблица 1.2. Определение величины п
°ВУ = °Е 1,2 1,5 1,8 2 3 4 5 6 7 8 9 10
V, ММ2/с 2,8 6,25 9,0 11,8 21,2 29,3 37,3 45,1 52,9 60,6 68,4 80,0
п 1,39 1,59 1,72 1,79 1,99 2,13 2,24 2,32 2,42 2,49. 2,52 2,56
капельных жидкостей с повышением давления вязкость несколько увеличивается.
0-20);
Вязкость минеральных масел при давлении до 50 МПа изменяется практически линейно и может быть вычислена по формуле
VP = Vn(l + крр),где \р и у() — кинем ітическая вязкость соответственно при давлении р и атмосферном; А. — коэффициент, равный 0,03 при расчетах систем гидроприводов в указанных пределах давления р, при котором определяется вязкость.
Текучесть — величина, обратная динамической вязкости (ІДі) — способность жидкости занимать форму сосуда, в который она налита.
Теплоемкость — количество тепла, необходимое для нагрева 1 кг жидкости на 1 °С.
Теплоемкость минеральных масел плотностью (при 15 °С) р15 зависит от температуры, °С:
с = 4,2(0,345 + 0,000886/)-(2,1 - 0,001р15).(1.21)
В диапазоне от 0 до 100 °С для воды сп = 4,2 кДж/(кг-К), для минеральных масел сш = 0,45ев = 1,89 кДж/(кг*К) [2].
Теплоемкость смеси масел
(1.22)
с_с]щ+с2т2+с,щ+..Лсптп
т1+т2+т3+...+тп
где с{, с2, су сп — теплоемкости компонентов смеси массой т1, т2, ту тп.
(1.23)
Теплопроводность — способность жидкости проводить тепло. Коэффициент теплопроводности минеральных масел зависит от температуры
А, = 420я(1 + 0,
где а ~ 0,00027 для машинных масел, при 15 °С а ~ 0,00030 для веретенных [2].
Теплопроводность воды при 50 °С 0,65 ВтДмК), минерального масла при 15 0 — около 0,13 Вт/(м-К) [2].
Теплопроводность масла в 4—5 раз меньше теплопроводности воды и в 500 раз меньше теплопроводности стали [2].
Поверхностное натяжение и капиллярность. На поверхности раздела капельной жидкости и газа действуют силы поверхностного натяжения, стремящиеся придать объему жидкости сферическую форму (особенно это видно на малых объемах) и вызывающие в ней дополнительное давление
р = 2а//-где г — радиус сферы, м; о — коэффициент поверхностного натяжения, пропорциональный плотности жидкости и находящейся над жидкостью газовой среды, Н/м. Для воды при 20 °С ов = 0,037 Н/м.
Давление р направлено к центру кривизны сферы. Его наличием объясняется явление капиллярности: в открытых трубках малого диаметра (капиллярных трубках), погруженных одним концом в резервуар с жидкостью, уровень жидкости устанавливается выше уровня в резервуаре при вогнутом мениске (если жидкость смачивает по - верхность трубки) или ниже уровня в резервуаре при выпуклом ме ■ ниске (если жидкость не смачивает поверхность трубки). Высоту поднятия или опускания жидкости в трубке диаметром й? вы шел я ■ ют по формуле
h = 4<з/pgd.(1.24)
Парообразование — свойство жидкостей изменять свое агрегатное состояние на газообразное. Парообразование на поверхности жидкости — испарение, по всему объему — кипение.
Давление, при котором жидкость закипает при данной температуре — давление парообразования (или давление, упругость насыщенных паров) рп. Величинарп, зависит от рода жидкости и ее температуры. Зависимость давления парообразования от температуры для некоторых жидкостей показана в табл. 1.3 [2].
Растворимость газов в жидкостях характеризуется коэффициентом растворимости /с — отношением объема растворенного газа V, приведенного к нормальным условиям (?0 = 0 °С и р0 = 0,1 МПа) к объему жидкости Уж.
Коэффициент растворимости воздуха при 20 °С и 0,1 МПа для воды
16, для минеральных масел — 0,075—0,104 [2].
Таблица 1.3. Давление парообразования (кПа) в зависимости от температуры
Жидкость Температура, °С
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200
Вода 0,6 2,4 7,5 20,2 48,2 103 230 465 Масло: индустриальное 20 0,4 0,8 1,8 зд 5,8 1,1 23,8 индустриальное 50 0Д4 0,3 0,7 1,6 3 5,8
Растворимость газов с повышением плотности, вязкости и темпе- рат> ры жидкости снижается. Объем газа, который может раствориться в жидкости при давлении р до ее полного насыщения, определяется по закону Генри формулой
Г = к¥ж(р/р0).(1.25У
Растворенный в масле воздух содержит кислорода на 30% больше, чем в атмосфере. Понижение давления жидкости в каком-либо месте гидросистемы приводит к выделению воздуха из жидкости в виде мельчайших пузырьков и образованию пены. Пена образуется также при засасывании воздуха в систему через негерметичные соединения, а также при сливе жидкости в резервуар через незатопленные трубы.
Пена — соединение микроскопических пузырьков воздуха, разделенных жидкостной пленкой микронной толщины, снижает смазывающие свойства жидкости, ускоряет ее окисление, коррозию, приводит к кавитации.
Пена образуется тем интенсивнее, чем ниже поверхностное натяжение и давление (упругость) насыщенного пара жидкости. Интенсивность пенообразования зависит от свойств жидкости. Вспениванию жидкости способствует наличие в ней воды (даже 0,1% по объему), омыление жидкости в результате химического взаимодействия с некоторыми металлами и их покрытиями (например, полудой). Особенно склонны к пенообразованию силиконовые жидкости.
Кавитация — местное выделение из жидкости в областях пониженного давления ее паров и газов (вскипание жидкости) с последующим разрушением пузырьков газа при попадании их в область повышенного давления и возникновением гидравлических микроударов, сопровождающихся большим местным повышением температуры (до 1000—1500 °С) и давления (до 150—200 МПа), приводящим к местным разрушениям деталей гидромашин и гидроаппаратуры [2].
В жидкостях хорошо растворяются газы, и тем больше, чем выше давление (например, при атмосферном давлении в единичном объеме масла индустриального растворено 0,13 равного объема азота, а при 1 МПа — уже 1,3 объема).
Кавитация нарушает нормальный режим работы гидросистемы, разрушает отдельные агрегаты, особенно насосы; резко проявляется при эксплуатации гидросистем с большим количеством растворенного в жидкости газа.
Сжимаемость — при наличии в жидкости пузырьков воздуха значительно снижается ее объемный модуль упругости, уменьшается плотность и нарушается сплошность. Так, при содержании воздуха около 0,1 % и /> = 0,1 МПа приведенный модуль жидкости АМГ-10 снижается с 1400 до 175 МПа [2].
Кислотное число. Кислоты, содержащиеся в масле, действуют на металлы и образуют металлические мыла, выпадающие в виде шлама и засоряющие трубопроводы и гидрооборудование. Кислотное число определяется массой, мг, едкого кали (КОН), необходимого для нейтрализации свободных кислот в 1 г масла. Если количество КОН менее 0,01%, масло считается нейтральным. Максимально допустимо кислотное число, равное 1—1,5 мг КОН.
Содержание водорастворимых кислот и щелочей в маслах вызывает интенсивную коррозию металлических деталей, причем кислоты действуют на железо и его сплавы, а щелочи действуют на цветные металлы и являются катализаторами при окислении масла.
Зольность —остаток оксидов и солей, в процентах, полученный от сжигания и прокаливания масла.
Коксуемость — свойство минерального масла под влиянием высоких температур образовывать и выделять углистый осадок — кокс, засоряющий каналы и зазоры между подвижными деталями. Мера коксуемости — коксовое число — содержание осадков, получаемых в результате прокаливания 10 г мтсла при / = 500^-600 °С.
Температура застывания — при которой жидкость загустевает настолько, что при наклоне в 45° уровень масла в емкости остается неподвижным в течение 1 мин.
Температура вспышки — при которой пары масла, нагретого в стандартных условиях, образуют с окружающим воздухом смесь, вспыхивающую при поднесении к ней пламени.
Температура воспламенения — при которой нагреваемое масло загорается от поднесенного пламени.
Смазывающая способность жидкости — способность смазочной пленки снижать трение между поверхностями. Смазывающая способность тем выше, чем ниже сопротивление пленки касательным нагрузкам и выше — нормальным. Для уменьшения трения и износа в состав жидкостей вводят животные и растительные жиры или жирные кислоты, органические соединения на основе серы, фосфора, хлора, свинцовые мыла, сернистые соединения молибдена, вольфрама и др.
Смазывающие свойства жидкости ухудшаются при ее многократном, большом дросселировании — протекании через малые отверстия с большим перепадом давления. Такая потеря смазывающих свойств происходит в результате молекулярно-структурных изменений в жидкости — деструкции и сопровождается снижением вязкости.
Устойчивость к окислению. Продукты реакции жидкости с воздухом обычно обладают кислотными свойствами и вызывают коррозию деталей гидрооборудования. Условия для окисления жидкостей — присутствие растворенного воздуха, кислорода, повышенная температура в месте контакта с воздухом (при повышении температуры на 10 °С скорость окисления практически удваивается), наличие металлов, механических примесей, воды в жидкости (вода-катализатор), возмущенное движение жидкости, ценообразование. В результате окисления выпадают смолистые отложения, снижается вязкость.
Гораздо опаснее медленного окисления жидкости возможность ее воспламенения или взрыва вследствие образования взрывоопасной смеси мелко распыленного масла с воздухом (такая опасность велика при применении гидравлических приводов на транспортных машинах с двигателем внутреннего сгорания, на металлургических машинах с расплавленными металлом, шлаком, раскаленными слитками).
Силы, действующие в жидкости.
Понятие об идеальной жидкостиДействующие в жидкости силы можно разделить на две группы:
поверхностные силы — действуют на поверхности рассматриваемых объемов жидкости с соответствующим распределением по этим поверхностям. Это силы давления, поверхностного натяжения, внутреннего трения (только при движении жидкости);
массовые силы — действуют на каждую частицу рассматриваемого объема жидкости и пропорциональные массе частиц. Это силы тяжести, инерции. ■
В отличие от динамики твердых тел в гидродинамике часто имеют дело не с самими силами, а с плотностью их распределения в сплошной среде, представляющей предел отношения элементарной массовой силы к элементарной массе рассматриваемого объема жидкости те ускорение. Проекции результирующей единичных массовых сил (результирующего ускорения) на координатные оси обозначают X, У, Z.
Для упрощения выводов формул и уравнений, а также доказательства отдельных положений в гидравлике в ряде случаев используют модели жидкости. Одной из таких широко распространенных моделей является невязкая несжимаемая (идеальная) жидкость, при движении которой отсутствуют силы внутреннего трения, а плотность ее не зависит от давления и температуры.
Идеальный газ — у него отсутствует сцепление между молекулами, являющимися материальными точками (не имеющими объема).
Ютава 2. Гидростатика [1, 3]Гидростатика — раздел гидравлики, в котором изучаются законы равновесия жидкостей, а также твердых тел, полностью или частично погруженных в жидкость.
Давление в точке покоящейся жидкости INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image2.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 2.1. Схемы (а, б) к определению давления в точке
Выделим вокруг точкиЛ в покоящейся жидкости элементарный объем жидкости и рассечем его на две части произвольной плоскостью, проведенной через точку Л (рис. 2.1, а). Отбросим одну из частей этого объема и для того, чтобы оставшаяся часть находилась в равновесии, заменим действие отброшенной части на площадку Д17 распределенными по ней элементарными поверхностными силами.
Предположим, что равнодействующая этих элементарных сил АЛ действует в направлении, показанном на рис. 2.1, б. Разложим А К на две составляющие: АТ — в плоскости сечения и АР — нормальную к этой плоскости.
Очевидно, что в покоящихся ньютоновых жидкостях касательная составляющая АТ = 0, так как в противном случае она вызывала бы сдвиг частиц вдоль плоскости раздела. Составляющая АР, направленная по внутренней нормали к плоскости раздела, является сжимающей и ее действие встречает со стороны жидкости равное противодействие АР', благодаря чему равновесие жидкости не нарушается.
Значение среднего напряжения сжатия или среднего давления жидкости на элементарную площадку Добудет равно отношению АР кАР,т.е.
Рср = АР/АР.
Уменьшая площадку А^вокруг точки А так, чтобы ее величина стремилась к нулю, получим давление в точке покоящейся жидкости, или гидростатическое давление,
г АР йР
р= Нт— =—.п иЛ^>0ДР &р
Таким образом, элементарная сила давления, действующая на бесконечно малую площадку с!Р, может быть подсчитана как йР=рйР.
Единицей давления в СИ является паскаль (1 Па = 1 Н/м?). В настоящее время в соответствии с СТ СЭВ 1052—78 единицы давления
кгс/см2,1 бар, 1 мм рт.ст, 1 мм во д. ст. не применяются. Однако большинство измерительных приборов градуировано в старых единицах, а в справочной литературе, каталогах, технических характеристиках и др. используются эти единицы (табл. 2.1) [1 ].
Таблица 2,1. Соотношение между единицами измерения давления
Единица
измерения 1 Па 1 кгс/см2 1 бар 1 мм рт.ст. 1 мм вод.ст.
1 Па 1 1,02 10-5 ю-5 7,5-10-3 0,102
1 кгс/см2 9,8 НО4 1 0,98 735,6 104
1 бар 105 1,02 1 750 1,02-104
1 мм рт.ст. 133,3 1,36-10-3 из
о 1 13,6
1 мм вод.ст. 9,81 104 9,81-Ю-5 7,36-10 2 1
Давление в точке покоящейся жидкости обладает двумя основными свойствами.
Первое свойство. Давление в точке покоящейся жидкости всегда нормально к поверхности (площадке), воспринимающей его. Это свойство не требует доказательства, так как очевидно и 5 сказанного о силе АР.
Второе свойство Давление в точке покоящейся жидкости во всех направлениях одинаково по величине, является скаляром.
Для доказательства этого свойства возьмем в жидкости, находящейся в равновесии, точку А и выделим вокруг нее бесконечно малый объем жидкости &¥в виде треугольной призмы с ребрами сЬс, с1г, йу, йп (рис. 2.2), причем угол наклона а ребра йп к ребру ёг взят произвольным.
Отбросим мысленно окружающую призму жидкость, а для сохранения равновесия приложим к каждой грани соответствующие элементарные силы гидростатического давления йР =р йуйг, йР = рйубх,йРп = рйуйп и т.д., которые, как было указано выше, действуют нормально к граням и будут направлены внутрь рассматриваемого объема. Кроме этих поверхностных сил на жидкость, находящуюся внутри призмы, действуют еще массовые силы, результирующая которых приложена в центре тяжести объема и в общем случае равна йМ = йпу =
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image3.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 2.2. Схема к доказательству второго свойства гидростатического давления
= 0,5р/скс1;ус1г, где ] — результирующее ускорение массовых сил, проекции которого на координатные оси:] —X, ] =

= г,]=г.
Пользуясь принципом затвердевания, согласно которому равновесие жидкого тела не нарушится, если предположить его затвердевшим, применим к выделенному объему законы механики твердого тела — спроектируем действующие на него силы на координатные оси и приравняем суммы проекций на соответствующие оси нулю.
На ось X-
йР — dP сот + dM =0
XпX
или р&у(к,-рйу&псот + 0,5рЖ*фс1г = 0, но поскольку йпсо&а = ск, то р&у&г — р&у&г + О^рЖ’сф’ск = 0, или после сокращения на Рх ~Р„ + = 0,
откуда рх = рп, так как последним членом ввиду его малости можно пренебречь.
На ось Z:
&Р — йР эта — йМ = 0 или р&у&х. — р&у&птла — 0,5pZcbcd>’dг = 0, но поскольку с1«81па = сЬс, то рАуйх — р&удх — 0,5pZckd^dг = 0, или после сокращения на d^,(k
Рг-Рп- 0,5pZdг=0,откуда рг = рп, так как последним членом ввиду «го малости можно пренебречь.
Поскольку рх = рп и рг = рп, то рх = р так как угол а был выбран произвольно, то и во всех остальных направлениях значение гидростатического давления будет одинаково:
(2.2)
:р■
Рх=Ру=Рг
Дифференциальные уравнения равновесия жидкостиВыделим вокруг точки А, находящейся внутри покоящейся жидкости, элементарный объем в виде параллелепипеда (рис. 2.3) с ребрами ск, ду, с!г, параллельными произвольно выбранным в пространстве осям координат. Отбросим мысленно окружающую параллелепипед жидкость, заменив ее действие на грани соответствующими силами гидростатического давления.
Пусть давление жидкости в точке А равнор, тогда давление на гра-
, , 1 др \дрА 1 др А ни йуй£. на левую р-——ах 5 на правую Р+>где 2 Эх _ ПРИ
ращение давления вдоль оси Ох на расстоянии ск/2.
1Эр р-~г-Е-ах У 2 Эх
1 др А р+——бх У 2 Эх
т=
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image4.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 2.3. Схемы к выводу уравнений равновесия жидкости
Аналогичным образом можно найти элементарные силы, действующие на остальные четыре грани (на рис. 2.3 показаны только давления, действующие на оси Ох).
Кроме поверхностных сил на выделенный объем действуют также массовые силы, результирующая которых в общем случае будет
йМ = йпу = рсЩ = рсЗхф’ё^/.
Элементарные силы давления на грани ёуск будут соответственно равны:
Спроектируем все действующие на элементарный объем силы на ось Ох и приравняем сумму этих проекций нулю:
р+~~-6х\iydz + рХдх&уд?, = О
2 Эх I
или
pdydz -dxdydz - pdydz, - —-dxdydz+pXdxdydz = 0.
Эх2 Эх
После приведения подобных и сокращения оставшихся слагаемых на dxdydz получим др/дх = рХ. Спроектировав остальные силы на оси 0у и 0^ и сделав аналогичные преобразования, получим систему уравнений:
ъ±=рХ д±=рг(2 3)
dx dy ’dzК }
из которых видно, что приращение гидростатического давления в направлении какой-либо координатной оси возможно только при наличии ускорения в этом направлении и происходит за счет массовых сил.
Эти уравнения представляют общие условия равновесия жидкости в дифференциальной форме, выведенные в 1755 г. JI.Эйлером.
Для приведения уравнений Эйлера к виду, удобному для интегрирования, умножим каждое из уравнений (2.3) соответственно на бос, dy, dz и сложим:
~dx+~dy+~dz = p(Xdx + Ydy + Mz) dxdydz
В этом уравнении левая часть представляет полный дифференциал давления dp, поэтому
dp = p(Xcbe + Ydy + Zdz).(2.4)
Полученное уравнение выражает функциональную зависимость давления от рода жидкости и координат точки в пространстве и позволяет определить значение давления в любой точке жидкости, находящейся в равновесии. Это уравнение справедливо для капельных жидкостей и для газов, причем для газов дополнительным условием равновесия является уравнение состояния (1.6).
Из (2.4) можно легко получить уравнение поверхности равного давления: при р = const dp = 0, а так как р ф 0, следовательно,
Хёх + Ydy + Zdz = 0.(2.5)
Частный случай поверхности равного давления — свободная поверхность жидкости.
Рассмотрим несколько конкретных примеров [1—3] и установим, какой вид будет иметь поверхность равного давления (в том числе и свободная поверхность) в этих случаях.
Жидкость находится в равновесии в резервуаре в поле действия только силы тяжести (рис. 2.4, а). Проекции результирующей единичных массовых сил: X— О, У— О, Z— —g.
Подставляя эти значения в (2.5), получим —gdz = 0 или после интегрирования
gz = const.(2.6)
Это — уравнение горизонтальной плоскости. Следовательно, в покоящейся однородной жидкости (р = idem) любая горизонтальная плоскость — плоскость равного давления.
Жидкость находится в равновесии в резервуаре, движущемся горизонтально с некоторым ускорением а (рис, 2.4, б), В этом случае любая частица жидкости находится под действием ускорений а и g, следовательно, проекции результирующей единичных массовых сил будут: X=jx = -a, Y=jy = 0, Z=j_ = -g.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image5.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 2.4. Разные случаи равновесия жидкости (обозначения см. текст)
Подставляя эти значения в (2.5), получим —адх — gdz = 0 или после интегрирования
ах + gz = const.(2.7)
Это — уравнение наклонной плоскости. Следовательно, в данном случае поверхности равного давления — плоскости, наклоненные к осям OXvlOZu параллельные оси OF. Угол наклона плоскости к гори зонту (3 = arctg(«/g).
Жидкость находится в равновесии в цилиндрическом рс зервут. ре, вращающемся вокруг вертикальной оси с постоянной угловой скоростью ю (рис. 2.4, в). В этом случае любая частица жидкости находится под действием ускорений g и центробежной силы инерции ю2г, следовательно, проекции результирующей единичных массовых сил будут: x=jx = т2х, Y=jy = т2у, Z=j_ = -g.
Подставляя эти значения в (2.5), получим (tfxdx + ю2>ф — g&z = О или после интегрирования ю2х2/2 + т2у2/2 - gz = const, но так как X2 + у2 = г, то
©V/2 — gz = const(2 S)Это — уравнение параболоида вращения. Следовательно в дян ном случае поверхности равного давления — семейство параболоидов вращения вокруг вертикальной оси. При сечении их вертикальной плоскостью получится семейство парабол с вершиной на оси Ог, а при сечении горизонтальной плоскостью — семейство концентричных окружностей с центром на оси Oz.
В последних двух примерах рассмотрены случаи так называемого относительного, покоя жидкости, когда она находится в резервуарах, движущихся с постоянным ускорением, но частицы жидкости не перемещаются относительно других и стенок резервуара.
Основное уравнение гадростатики .
Ра смотрим жидкость, заключенную в неподвижном сосуде (рис. 2.5), в поле действия силы тяжести; ось 0£ направлена вверх, т.е. параллельно линии действия силы тяжести.
Внутри рассматриваемого объема жидкости выделим точку А, находящуюся на расстоянии z от горизонтальной плоскости х0>; или на глубине h от свободной поверхности жидкости. Проекции единичных массовых сил на координатные оси в данном случае будут: Х= 0.
7= 0,2= —Подставляя эти значения в уравнение равновесия жидкости (2.4), получим йр =
—или после интегрирования р = —р£< + С, где С — постоянная интегрирования.
Для определения постоянной интегрирования зададимся начальными условиями: на свободной поверхности жидкости, т.е. при z:= z0 (или /7 = 0), давление р =Р0, следовательно, р0 = -р^0 +
+ С, откуда С =р0 + р££0. Подставим найденное значение С в полученное после интегрирования Рис. 2.5. Схема к выводу основного выражениеуравнения гидростатики
р = _р^7 + Р{) += Р{) + р^о _ г)
или
Р=Р0 + ?8И-(2-9)
Основное уравнение гидростатики (2.9) выражает зависимость давления в данной точке покоящейся жидкости от рода жидкост и и расстояния точки от свободной поверхности. В этом уравнении р — абсолютное давление (давление, при измерении которого за начало отсчета принимают абсолютный нуль давления) в данной точке жидкости, р0 — абсолютное давление окружающей среды (внешнее давление на свободную поверхность жидкости), рgh = р—р0 — избыточное давление (столба жидкости) в данной точке.
Абсолютное, манометрическое и вакуумметрическоедавление в жидкостиВ открытых сосудах, водоемах абсолютным давлением окружающей среды является атмосферное ра. Поскольку атмосферное явление (нормальная его величина 1 физ.атм. = 101 325 Па) может меняться, лучше применять термин барометрическое давление рб( 1 физ тгм. с возможными отклонениями). Тогда, согласно (2.9),
Р=Ръ + №Ь.(2.10)Если абсолютное давление в данной точке жидкости больше барометрического (р > р6), то последний член уравнения (2.10) определяет манометрическое давление:
Рш = Р§Ь=р-ръ-(2.11)Манометрическое давление — избыток давления в данной точке над барометрическим.
Из (2.11) можно определить пределы измерения манометрического давления: рм = 0 прир = р& рм —» оо прир —» ©о, т.е. манометрическое давление может изменяться от 0 до сю .
Если абсолютное давление в данной точке жидкости меньше барометрического (р < р5), то последний член уравнения (2.10) определяет вакуумметрическое давление, или разрежение:
Рь = 9ёЬ=Р6-р(2.12)Вакуумметрическое давление — недостаток давления в данной точке до барометрического.
Пределы измерения вакуума могут быть установлены из (2.12): рв —» рб при —> 0, /?н = 0 при р = рб, т.е. вакуумметрическое давление может меняться от 0 до рб.
Проиллюстрируем графически все сказанное выше о вакууммет- рическом, манометрическом и абсолютном давлениях. Представим себе плоскость, во всех точках которой абсолютное давление р = 0. След этой плоскости изображен на рис. 2.6 горизонтальной линией 00; АА — след плоскости, абсолютное давление во всех точках которой равно атмосферному/? = р& или барометрическому р,х = р5. Таким образом, линия 00 является базой для отсчета абсолютного давления,
а линия АА — базой для отсчета манометрического и вакуумметричес- кого давления.
Расстояние от точки С до линии 00 — абсолютное давление в этой точке рс, а расстояние от точки С до линии АА — манометрическое давление в этой точке р^.
Рис. 2.6. Графическая иллюстрация Аналогично расстояние от точки давлений (обозначения см. текст) В до линии 00 — абсолютное давле-
ние в этой точке р°, а расстояние от точки В до линии АА — вакуум- метрическое давление в этой точке Рв .
Приведенная на рис. 2.6 схема дает также наглядное представление о пределах измерения манометрического и вакуумметрического давления, которые были установлены из уравнений (2.11) и (2.12).
2.5. Сообщающиеся сосудыНа рис. 2.7 приведена схема сообщающихся сосудов, заполненных несмешивающимися жидкостями с разными плотностями р1 и р2. Проведем по границе раздела двух жидкостей в правом колене плоскость равного давления, след которой на схеме — горизонтальная линия 00. Абсолютные давления в точках 1 и 2, как и в любых других точках жидкости, Рис. 2.7. Сообщающиеся сосуды (обо- лежащих на этой плоскости, будут значения см. текст) одинаковы; рх =рг В соответствии
с основным уравнением гидростатики (2.9) рг ир2 могут быть заменены их значениями ра + р^/г, = ра + + р^2, откуда
кх/к2 = оУо,,(2.13)
т.е. высоты столбов жидкостей в сообщающихся сосудах обратно пропорциональны их плотностям.
Если в сообщающиеся сосуды будет налита одна и та же жидкость, то уровни ее в обоих коленах расположатся на одинаковой высоте, так как р, = р, = р и, следовательно, согласно (2.13), /?,//?, = 1, т.е. Л, = кт
Закон ПаскаляПоместим на свободную поверхность жидкости, находящуюся в равновесии в резервуаре (рже. 2.8, а), поршень и приложим к нему силу Р0, в результате чего со стороны поршня на жидкость возникает давление р(У В соответствии с основным уравнением гидростатики (2.9) абсолютные давления в произвольно выбранных точках жидкости А, В, С будут соответственно равны:
РА=Р0 +рв =р{) + рфв, рс=р0 + $фс.
Из анализа полученных уравнений видно, что абсолютные давления в точках жидкости, находящихся на разной глубине, бу-
Рис. 2.8. Схемы, иллюстрирующие передачу давления в дур разными, од- покоящейся жидкости (обозначения см. текст)нако внешнее
давление на жидкость в замкнутом сосуде передается всем ее частицам без изменения. В этом суть закона Паскаля. Практически закон Паскаля используется в ряде гидравлических машин: прессах, подъемниках, объемных насосах, двигателях и др.
(2.14)
На рис. 2.8, б приведена принципиальная схема гидравлического пресса. Прикладывая к меньшему поршню силу Р]} создаем в жидко сти давление р = Р1/Р1, которое, в соответствии с законом Пасктля передается большему поршню, вызывая силу Р2 = рР2. Если пренео- речь сопротивлениями, то
Р = РЛРЖ) = РШФ2.Сила давления жидкости на плоскую стенку. Центр давленияВыделим на плоской боковой стенке сосуда (рис. 2.9), наклоненной в общем случае к горизонту под утлом а, произвольную фигуру площадью Г и опре 1.етим действующую на нее со стороны жидкости силу давления Р. Для наглядности совместим рассматриваемую стенку с плоскостью чертежа (т.е, повернем ее на 90° вокруг оси ОТ).
Так как давление жидкости в разных по высоте точках площади Г разное, то выделим на этой площади элементарную площадку, находящуюся на расстоянии И от свободной поверхности жидкости или у = /г/зта от оси 0л\ Для такой бесконечно малой площади давление во всех ее точках одинаково и равно р = = р^уБта, следовательно, сила давления жидкости на элементарную площадку будет
с1Р = рйР = ряуБта&Р.
Сила давления на всю INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image10.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 2.9. Схема к определению силы давления на плоскую стенку (обозначения см. текст)
рассматриваемую площадь Р
Р = | с1Р=рдапос (Й7 =
р
=ряузта| ус1Р.
р
| уйР — статический мо-
р
(2.15)
мент рассматриваемой площади относительно оси Ох, который равен произведению площади Р на расстояние от ее центра тяжести до оси Ох, т.е. усР. Таким образом, Р = р^шо^/7 или, заменяя з^ш« — к с, получим
Р=№ИСР=РСР.
Из (2,15) видно, что сила давления жидкости на плоскую стенку Р равна произведению смоченной жидкостью площади стенки Рт гидростатическое давление в центре ее тяжести рс = р§кс.
Если на свободную поверхность жидкости действует давление, отличное от атмосферного, то силу давления на стенку можно найти по формулам:
Р=(№>1с+р1')Р= (рс+рм)р;(2.16)
Р = (Р8ИС-Р1)Р=(РС-РБ)Р,(2.17)
где рм и ри — соответственно манометрическое давление и вакуум на свободной поверхности жидкости.
В ряде случаев, кроме величины силы давления жидкости на стенку, необходимо знать координаты точки ее приложения — центра давления.
Предположим, что сила давления Р приложена в точке О, находящейся от оси Ох на расстоянии Ур. В соответствии с теоремой Варинь- она: момент равнодействующей силы относительно какой-либо оси равен сумме моментов составляющих сил относительно той же
осиМХ=1<ЖХ или Рув=^ёРу.
р р
Заменив в последнем выражении Р и АР их значениями, повдш р^шкх усРу0 = | р&здпа <11у. Вынесем постоянные за знак интеграла и
р
р
сократим их: УсРУо = 1 У2<^ • Выражение | у2&Г представляет момент
¥
инерции площади фигуры относительно оси Ох — /, который может быть выражен через момент инерции /с относительно центральной
(2.18)
оси, параллельной оси X, следующим образом: /х =JC +угсЕ. Тогда Ус/Уо =УгсР+Гс, откуда
Уо = Ус+/с/УсК
Из (2.18) видно, что центр давления для плоской стенки находится всегда ниже ее цента тяжести. Горизонтальная координата центра давления х0 находится на оси симметрии площади фигуры.
В частном случае, когда а = 0, т.е. для горизонтального дна сосуда, расстояние от свободной поверхности до центра тяжести площади кс будет равно высоте жидкости в сосуде Н, поэтому сила давления жидкости на дно сосуда Р = pgHF. Из этого выражения видно, что сосуды разной формы, имеющие одинаковые площади доньев и заполненные одинаковой жидкостью на одну и ту же высоту, будут иметь одинаковую силу давления на дно независимо от формы сосуда и количества находящейся в нем жидкости. Центр давления для дна сосуда совпадает с центром тяжести его площади.
Сила давления жидкости на криволинейную стенку.Тело давленияПри криволинейной стенке определение значения, направления и точки приложения силы давления жидкости усложняется, так как элементарные силы давления, действующие нормально на каждую элементарную площадку стенки, имеют разные направления. В этом случае для упрощения (чтобы избежать интегрирования по криволинейной поверхности) приходится определять вначале составляющие силы давления по заданным направлениям, например по осям координат, а затем находить результирующую силу давления
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image11.png" \* MERGEFORMATINET
(2.19)
Практически приходит-
ся иметь дело с криволи-
нейными стенками, представляющими поверхности вращения (сферу, цилиндр,
конус) и имеющими ось
симметрии, лежащую в м
плоскости, нормальной к
стенке, что существенно Рис. 2.10. Схема к определению силы давле- упрощает определение ния на криволинейную стенку (обозначения
см. текст)
силы давления жидкости.
Определим силу давления жидкости Р на криволинейную стенку цилиндрической формы, след которой изображен на рис. 2.10 линией ММ. Как и в предыдущем случае, выделим на стенке элементарную площадку йР (след ее на рис. 2.10 — линия тп), находящуюся на расстоянии я от свободной поверхности. Сила давления жидкости на эту элементарную площадку
йР=рйР=Разложим йР на две взаимно перпендикулярные составляющие: горизонтальную йРх = ёРсоза и вертикальную &Р_ = йРтт и просуммируем отдельно все горизонтальные и все вертикальные составляющие. Ввиду малости элементарной площадки, примем ее за плоскую и спроектируем на горизонтальную и вертикальную плоскости. Проекции йР будут: йРх = <Шта и йР_ = ёРсоза.
Найдем горизонтальную составляющую силы давления жидкости на криволинейную стенку Рх — сумму всех элементарных составляющих йРх. Так как йРх = ёРсоэа = р^&Рсова = рgzdFz, величина
Рх = \ёРх = \ pgzdFz =р& | ^ , где | £</Рг =5Х. =ксРг — статический мо- ЪЪ
мент площади вертикальной проекции криволинейной стенки относительно оси Ох, проходящей по свободной поверхности жидкости; Р — площадь вертикальной проекции смоченной жидкостью криволинейной стенки; кс — расстояние центра тяжести Р от свободной поверхности жидкости. Тогда
(2.20) INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image13.png" \* MERGEFORMATINET
Таким образом, горизонтальная составляющая силы давления жидкости на криволинейную стенку равна силе давления жидкости на ее вертикальную проекцию.
Найдем вертикальную составляющую силы давления жидкости на криволинейную стенку Р. — сумму всех элементарных вертикальных составляющих <1Р. Так как <1Р = &Ръта — р§г<Шта = pgя^Fx = рgdV, где йУ= — элементарный объем жидкости, основанием которого является площадка ёР, а высотой — расстояние от этой площадки до свободной поверхности жидкости I, то проинтегрировав dP. no всему объему V, получим
Рг = 1дРг = !р1>йГ = ре!йУ(221)
Ууу
штР_=№У.
Таким образом вертикальная составляющая силы давления жидкости на криволинейную стенку равна силе тяжести жидкости в объеме V, называемом телом давления.
Результирующая сила давления жидкости на криволинейную стенку цилиндрической формы равна геометрической сумме составляющих:
/*•• х, /■: • /':(2.22)и направлена к горизонту под углом
а = аг^(РуРх) = агсзт(Р,/Р).
Для нахождения тела давления можно воспользоваться следующим определением: тело давления — это объем, ограниченный рассматриваемой криволинейной стенкой, смоченной жидкостью, вертикальной цилиндрической поверхностью, проведенной через контур этой стенки, и горизонтальной плоскостью, проведенной по свободной поверхности жидкости.
Тело давления условно считается реальным, если его объем, при летающий к стенке, заполнен жидкостью; составляющая Р. при этом направлена вниз. Тело давления условно считается фиктивным, если его объем, прилегающий к стенке, не заполнен жидкостью; составляющая Р_ при этом направлена вверх.
Закон Архимеда
Рассмотрим погруженное в покоящуюся жидкость твердое тело произвольной формы, объем которого Г (рис.
2.11). В соответствии с уравнением
на поверхность этого тела со стороны жидкости будет действовать сила
Р = ^Р; + Р;+Р* .
Если рассечь тело вертикальными плоскостями, параллельными плоскостям хОг и у01 таким образом, чтобы площади сечений получились максимальными, то нетрудно показать, что горизонтальные составляющие Рх и Ру равны нулю, так как на каждую из этих частей будут действовать равные и противоположно направленные силы:
К = Рё№ф и Р£= , откуда Рх = Рх - Р"х = 0;
Ру = рфеРц и Ру =, откуда Ру = Р'у- Ру = 0.
Вертикальная составляющая силы давления жидкости на тело
Рг = Рг-^=рёГ-рёГ=рёУ,
где Г - объем АВСВЕА; V"- объем АРСВЕА] У= V' - V" - результирующий объем тела давления, равный в данном случае объему погруженного в жидкость тела (объему АВСРА) и является фиктивным.
Подставляя в (2.19) значения Р, Р и Р., получим
(2.23)
где Р — архимедова сила; V — объемное водоизмещение (объем вытесняемой телом жидкости); рУ — водоизмещение (масса вытесняемой телом жидкости).
На погруженное в жидкость тело действует сила, направленная вертикально вверх и равная силе тяжести жидкости в объеме погруженной части тела — это и есть закон Архимеда, открытый в 250 г. до н.э.
Тело, погруженное в покоящуюся жидкость, находится под действием двух сил: силы тяжести (г = р^К, приложенной в центре тяжести тела, и архимедовой силы Р— р,^К приложенной в центре объемного водоизмещения. В этих формулах: рт и рж — плотности тела и жидкости.
При погружении тела в жидкость возможны три случая:
(У > Р — сила тяжести тела больше архимедовой силы, в этом случае их результирующая Р = (У — Р будет направлена вниз, следовательно тело тонет;
С = Р — сила тяжести тела равна архимедовой силе, в этом случае их результирующая Ж = О— Р = 0, следовательно тело находится в жидкости в состоянии равновесия (подводное плавание);
О < Р — сила тяжести тела меньше архимедовой силы, в этом случае их результирующая Я = О — Р будет направлена вверх, следовательно тело всплывает.
Закон Архимеда широко используется при расчете и проектировании судов и других плавсредств, поплавковых устройств (датчиков уровня, дифференциальных манометров поплавкового типа), в гра витационных методах обогащения полезных ископаемых и т.д
Юхава 3. Основы кинематики жидкости [1, 3]Кинематика жидкости, являясь частью гидравлики, описывает движение жидкости вне зависимости от того, какие динамические условия вызывают или поддерживают данное движение.
Способы описания движенияДвижущаяся жидкость — совокупность частиц, параметры перемещения которых зависят от координат и времени. Частица сплошной среды — весьма малый элемент объема среды, элементарный объем, который можно считать точечным.
В кинематике жидкости возможны два способа описания движения — Лагранжа и Эйлера.
а
1,
г2 *1
10 -у(а б
г
щ %
1 1 1 ЧЪ)
0 Щ *1 х2 X 0 X
По способу Лагранжа движение жидкости задается указанием зависимости координат определенной (намеченной) частицы жидкости от времени.
Движущаяся частица жидкости описывает в пространстве траекторию, вдоль которой изменяется скорость.
На рис. 3.1, а показана траектория движения частицы Рис. 3.1. Способы описания движения жидкости:
А в неподвижной а ~ Лагранжа; б — Эйлера системе координат,
где за определенное время координаты частицы изменялись с х0, г0 на х,, ^ за время ti\ на х2, г2 за и т.д. Таким образом, при описании движения переменными являются скорость, ускорение и координаты частицы. Практически для большинства инженерных задач нет необходимости в задании параметров движения отдельных частиц, поэтому способ Лагранжа применяется только в особых случаях: например, для описания переноса жидкостью мельчайших твердых частиц.
Способ Эйлера заключается в том, что движение определяется полем скоростей жидкости в пространстве в каждый момент времени, т.е. описывается движение разных частиц, проходящих через намеченные точки пространства, заполненного жидкостью. При этом переменными являются скорости частиц, а координаты точек пространства, через которые проходят частицы, остаются постоянными (известными). На рис. Ъ.\,бпоказаны зафиксированные точки 1,2,3 в пространстве, через которые в разное время t^, /2 проходят частицы со скоростями м1(/1), и^2), и2^х), м2(/2), м3(^), м3(/2). Последнее значительно облегчает теоретические и экспериментальные исследования, так как координаты зафиксированных точек в пространстве известны и постоянны.
При решении большинства инженерных задач необходимо знать, с какими скоростями разные частицы жидкости проходят через определенные элементы конструкций или инженерных сооружений или подходят к ним. Поэтому способ описания движения Эйлера принят основным. Согласно ему, задано поле скоростей в пространстве в каждый момент времени в проекциях скорости и на оси неподвижной прямоугольной декартовой системы координат
их =/,(, У, г, 0; иу =/2(х, у, t); и_ =/3(х, у, I г)(3.1)
Проекции ускорений элементарных объемов среды в этой системе координат по правилу дифференцирования сложной функции:
с\иг диу 6х ди йу диг ск
тЛ_ _ А .л. </ __|Х_21 £.
сМ Эх с1/ ду & Эг с1/ Э t 5
. _ йиу _ диу дх диу ф диу диу & Эх с1/ Эу с1/+ Эг с1/+ Э/ ’Рассмотрим кинематический смысл каждого слагаемого в правой части системы уравнений (3.2). Последние слагаемые Эи/Э/ представляют проекции локального ускорения, которое обусловлено изменением поля скоростей со временем при фиксированных координатах, т.е. местным локальным изменением. Первые три слагаемые в правых частях (3.2) дают проекции конвективного ускорения, которое образуется за счет изменения координат частицы, соответствующих ее передвижению (конвекции). Конвективное ускорение возможно только при движении жидкости и газов.
Виды движеним жидкостиПо признаку зависимости движения жидкости от времени оно может быть неустановившимся или установившимся.
При неустановившемся (нестационарном) движении поле скоростей изменяется во времени; в этом случае скорость частиц жидкости, проходящих через определенную точку пространства, и =/(х у г т). При этом частные производные Эгу9/, Эи^Э/, Эмг/Э/ (см. уравнение (3,2)) не равны нулю. Пример неустановившегося движения и-, истечение жидкости из резервуара при переменном ее уровне (опорожнение резервуара).
Установившимся(стационарным) движение будет в том случае, если поле скоростей не зависит от времени, т.е. скорости частиц, проходящих через определенные точки пространства, постоянны во времени: и =Дх,у, £). При этом частные производные Эмх/Э/, диу/Э/, Эи/Э/ (см. уравнение (3.2)) равны нулю. Пример установившегося движения — истечение жидкости из резервуара при постоянном ее уровне — приток равен расходу.
В общем случае движение элементарного объема жидкости складывается из поступательного, вращательного (вихревого) и деформационного (обусловленного изменением формы объема). Обьино в гидравлических приводах вращательное и деформационное движения жидкости не встречаются.
В поступательном движении, основываясь на принятом способе описания Эйлера, введем следующие понятия: линия тока, трубка тока, элементарная струйка и поток.
Линия тока (рис. 3.2, а). В каждой точке ее в данный момент времени вектор скорости частицы жидкости совпадает с касательной к этой линии (рис. 3.2, а).
При установившемся движении линия тока совпадает с траекторией частицы жидкости.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image15.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 3.2. Линия тока (а) и струйка, ограниченная трубкой тока (б)
Трубка тока (рис. 3.2,
б)— трубчатая поверхность, образованная линиями тока, проведенными через все точки некоторого бесконечно малого замкнутого контура, нормального к линиям тока.
Элементарная струйка — часть движущейся жидкости, ограниченная трубкой тока бесконечно малого сечения. Свойства элементарной струйки состоят в том, что частицы жидкости не проходят через боковую поверхность трубки тока, скорости частиц в поперечном сечении одинаковы, при установившемся движении форма струйки неизменна.
В зависимости от характера изменения скорости по длине пространства, заполненного жидкостью, установившееся движение может быть: равномерным (рис. 3.3, а), при котором скорость по длине остается постоянной; неравномерным (рис. 3.3, б, в), если скорость по длине изменяется по величине и (или) направлению; плавно изменяющимся (рис.
г), если скорость по длине хотя и изменяется, но это изменение происходит плавно. С достаточной для практики точностью в последнем случае можно применить законы равномерного движения.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image16.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 3.3. Виды движения (а—г см. текст)


Потоки, гидравлические элементы потока INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image17.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 3.4. Виды потоков:
а — напорный; б— безнапорный; в — струя
Поток можно представить как совокупность элементарных струек. Такое представление является струйной моделью. Потоки можно подразделить на напорные, безнапорные и струи.
Напорным называется поток, ограниченный со всех сторон твердыми стенками (рис.
а). Пример — движущаяся вода в водопроводе, масло в маслопроводе и т.д.
Безнапорным называется поток, ограниченный твердыми стенками не со всех сторон и имеющий по всей длине свободную поверхность (рис. 3.4, б). Пример — вода в реке, водоотливной канавке шахты и т. д.
Струей называется поток жидкости, ограниченный поверхностями разрыва скоростей (рис. 3.4, в), т.е. поверхностью в движущейся жидкости, при переходе через которую касательные к этой поверхности векторы скорости скачкообразно изменяют свою величину. Примером такого потока может служить струя воды из пожарного брандспойта или гидромонитора.
Поток жидкости характеризуется живым сечением, смоченным периметром, гидравлическим радиусом, расходом и средней скоростью.
Живое сечение — это площадь Анормального к линиям тока сечения, заполненного жидкостью. При равномерном или плавно изменяющемся движении живое сечение является плоским.
Смоченным периметром % называется длина контура, ограничивающего живое сечение контактирующее с жидкостью. В напорном потоке весь периметр поперечного живого сечения является смоченным, в безнапорном — только часть его.
Гидравлическим радиусом Кг называется отношение площади живого сечения к смоченному периметру
я=т-(3-3>Для напорных потоков круглых труб гидравлический радиус отличается от геометрического:
% = Р/% = (пК2)/(2пЩ = 0,5К.
Расходом называется количество жидкости, проходящей через живое сечение потока (струйки) в единицу времени.
а
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image18.png" \* MERGEFORMATINET
В
б
&
а
а
О
В элементарной струйке (рис. 3.5,6) скорость одинакова во всех точках бесконечно малого живого сечения с!-/7. За весьма малое время сечение аЬ переместится в положение аЬ' на длину А/, создав объем аа'ЬЬ', равный 6У=
= АМР.
Элементарный расход
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image20.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 3.5. Живое сечение (а) и схема к
выводу уравнения расхода (б)где А/ = АД?) — функция, для ко
торой существует предел отноше
ния АДО/А/ при А/ —> 0, поэтому она дифференцируется по Г.
А/(7) А/ с1/
Иш——- Нт—- =—,
&1—>о А/ л/->о Аt ё/
где с!//с1/ — первая производная пути по времени — скорость частиц и.
Тогда расход жидкости через живое сечение элементарной струйки будет
ёО = иёР.(3.4)
В разных точках живого сечения потока АВ (рис. 3.5, а) скорости разные, поэтому для установления расхода необходимо взять определенный интеграл по сечению
(3.5)
0 = [ийР.р
В (3.5) расход определяет объем жидкости, проходящей в единицу времени через живое сечение, поэтому он называется объемным расходом.
Если перемещается жидкость переменной плотности, то удобнее определять массовый расход, который выражает массу жидкости, проходящей в единицу времени через живое сечение
(3.6)
Ом = \pudF.
р
Интегралы (3.5) и (3.6) могут быть взяты только в случае, если известны и =/(Р) или ри =/{Р), например при ламинарном движении. В других случаях они могут быть решены графически на основе экспериментальных данных.
Объемный расход является одним из основных параметров потока и определяет количество жидкости (газа), транспортируемой в единицу времени по трубопроводу или потребляемой разными установками. Поэтому в инженерных расчетах расход обычно задан. В большинстве случаев неизвестно изменение скорости по живому сечению вследствие чего введено понятие средней скорости, которая определяется как частное от деления объемного расхода на живое сечение потока
(3.7)
у=0/Р.
Объемный расход может быть определен чер< з среднюю скорость:
(3.8)
0 = уГ.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image21.png" \* MERGEFORMATINET
(3.9)
Если известна эпюра скоростей в пределах живого сечения, то средняя скорость
(3.10)
Движение жидкости в потоках будем рассматривать как имеющее свойство сплошности, или неразрывности. Это свойство является математическим выражением закона сохранения массы в гидромеханике.
В движущейся жидкости выделим параллелепипед с1К(рис. 3.6, а) с бесконечно малыми ребрами йх, йу, ск.
За время Ш в него входит масса 5/и, и выходит Ътг. Приращение массы в направлении оси Ох (рис. 3.6, а)
Ат =8тл- -8тг ,
лХ|Д-23
где ЪтХ] =р1иХ1ф>с1гс1/ и ЬтХг = р, иХ] фяксЬ+скф'сЫ/;
Э(рмг) „Э(Ъи,.)
Атх = —-—— сЩускс!?; Атх = —-—— <3 . ЭхЭх
По аналогии для других осей: Э(р^)
Ат,
-dVd t
дуdVdt
4?uz) ЭzЭ(рих) | Э(риу) ^ Э(риг)
dVdt.
(3.11)
Эх
Эz
Приращение массы в параллелепипеде
г
Ат = Am f Ат„ + Ат, = -

Изменение массы в объеме ёКза время dt может быть только за счет изменения плотности, следовательно
(3.12)
im=^-dVdt.
" Э t
Приравняем (3.11) и (3.12):
д(Рих) | Э(р^) | э(р*0
Эр
¥
dVdt-
dVdt.
Эх
Эz
ду

После элементарного преобразования и сокращения получим уравнение неразрывности в форме Эйлера
(3-13)
Эр f Э(ри,) f Э(ри,) | Э(риг) оЭ/ Эх ду дz
Для установившегося движения Эр/Э/ = 0, уравнение неразрывности примет вид
(3.14)
Э(р«,) | Э(р») | с)(риг)_0Эх ду Эz
Если жидкость несжимаемая, то р = const, и уравнение неразрывности будет иметь вид
ЭuY ди ди7 Л
_гх+_гЛ+._^. = 0.(3.15)
Эх ду rJz
Выделим в потоке объем жидкости abed (рис. 3.6, б) весьма малой длины, при которой можно считать живые сечения входа ad и выхода Ьс одинаковыми и равными F.
Так как средняя скорость v параллельна оси Ох, то vx = v, v = 0, v. = 0. Используя уравнение (3.14), получим d(pv)/dx = 0.
(3.18)
Следовательно, pv =
= const, а поскольку живое сечение F= const, то произведение этих величин р vF= const и основное условие неразрывности (постоянства массового расхода) пртг хт вид
О = pvF= const. (3.16)
Так как согласно (3.15)
Эр/Эх = 0, v — const, следовательно условие неразрывно- сти выразится формулой
О= vF= const. (3.17)
Если живое сечение потока изменяется (рис. 3.6,
в), то при р = const
Qzv3-F3 = const.
Из (3.18) ясно, что скорости изменяются обратно пропорционально живым сечениям. Если плотность изменяется по длине, то
е» = РМ = РМ =p3v3F3 = const. (3.19)
Это справедливо для газов, если их скорость меньше скорости звука, и для
капельной жидкости при риС> з Схемы '(а—в) к выводу уравнения отсутствии кавитации. неразрывности потока
Лава 4. Основы гидродинамики [1, 3]Гидродинамика — наука о движении жидкости под действием внешних сил и о механическом взаимодействии между жидкостью и соприкасающимися с ней телами при их относительном движении.
Дифференциальные уравнения движения и баланса энергии для-невязкой жидкостиВI швязкои жидкости отсутствуют силы внутреннего трения и, следовательно, рассеивание энергии при движении, поэтому запас энергии в единице массы движущейся жидкости постоянен. При движении кроме объемных и поверхностных сил в жидкости действуют и силы инерции. В соответствии с принципом Даламбера для единицы массы жидкости уравнение движения может быть получено, если к проекциям массовых и поверхностных сил (2.3) прибавить с обратным знаком проекции сил инерции, отнесенные к единице массы у = Р/т:
хЛ^р.
-у =0;г--^-л = 0.рду
р Эх -'л ’ р ду ',у ’ р Эг При установившемся движении Эих/Э/ = 0; диуЭг1 = 0; Эм/Эг1 = 0. Подставив значения проекций]х, у и]г из системы (3 2), получим уравнения движения Эйлера:
Х-1А-
р Эх
уЛ.^1.
Р Эу \Ър
р дг
(4.1)
г-!>-
ди дих ди.. ^ А —- иг + —- и- -г —- и7 =0; дх х ду } Эг г)
диу ди ди
—~и +-—-и ч——и =0: чЭх х ду Г дг. :)
(ди. Эг/_ ди. ^ Л
-^-их+—±иу+—^к =0. Эх ду 01

Мерой движения жидкости является энергия, измеряющаяся работой, которую может совершить жидкость при торможении (кинетическая энергия), и работой, которую могут совершить массовые и поверхностные силы (потенциальная энергия) при переходе от рассматриваемого положения в пространстве к нулевому (для последнего потенциальная энергия условно считается равной нулю). Следо-
вательно, для получения уравнения энергии необходимо найти работу, которую могут совершить силы при перемещении массы на отрезок 61 по линии тока. ■
Умножив члены уравнения (4.1} на массу т и проекцию 6.1 на ось Ох (рис. 4.1), получим дифференциальное уравнение энергии в проекциях на ось X
21
и+йи
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image23.png" \* MERGEFORMATINET
1+йг
"СХ
У+йУ
ис. 4.1. Схема к выводу уравнения Эйлера \
'(4.2)
Э их дих -- £/, +—
Эх ду дz '
дх
: 0.
т
р Эх

Выразим в последнем слагаемом уравнения (4.2) проекцию перемещения сЗх через скорость и время с!х = идЛ и сделаем элементарные преобразования

7

/Э и Э и. Эм.. ^ ' у
и Н их, + -7-^- и. и,.6г = и
Эх ду ' д?, '
ди Эи л Э их , 4
—^ëx+^L6y+—^dz ах ду д~,
В уравнении (4.2) последнее слагаемое представляем в виде 6иЦ2 и по аналогии для других осей би]/2 и 6и:/2. Тогда
0:
0; т
т
р Эх
р ду 2

2 Л
Эр , щ
р дк, , 2Ч/
Сложив почленно эти уравнения, получим выражение для полной энергии
т
: 0.1
(Х6х+¥6у+Щ-
• 0.
|^дх+-~ф/+|^Ск
Эх ду д1

Так как выражения в скобках являются полными дифференциалами d(и2+и2+и^ =dи2 и (Эр/Эх) dx + (dp/dy)dy + (dp/dz)dz = dp, уравнением энергии будет
m(Xdx + Ydy + Zdz~ dp/p - du2/2) = 0.(4.3)
В уравнение (4.3) входит величина перемещающейся массы т, которая может быть разной. Для получения общего выражения, не зависящего от значения массы, полный запас энергии относят к единице массы, объема или силы тяжести.
Энергия, отнесенная к единице массы, называется удельной и широко используется при исследовании движения газов с переменной плотностью.
Для получения удельной энергии разделим уравнение (4.3) на т:
Xdx + Ydy + Zdz - dp/p - du2/2 = 0.(4.4)
Размерность всех членов этого уравнения в СИ — [Дж/кг = м2/с2].
Исследуя движение газов, при котором можно считать р = const, удобно пользоваться энергией, отнесенной к единице объема, для чего уравнение (4.3) необходимо разделить на объем V. Масса, деленная на объем, дает плотность m/V= р, и уравнение примет вид
p(Xdx + Ydy + Zdz) - dp - dpu2/2 = 0.(4.5)
Все члены уравнения выражают давление, единица которого в системе СИ -1 Дж/м3 = 1 Н/м2 = 1 Па.
Наиболее широко в гидравлике, особенно при исследовании движения капельных жидкостей, используют энергию, отнесенную к единице силы тяжести, для чего уравнение (4.3) необходимо разделить на mg. Тогда
(Xdx + Ydy + Zdz)/g — dp/ pg — du2/2g = 0.(4.6)
Все члены уравнения имеют размерность длины L, называемой в гидравлике натром, единица которого в системе СИ 1 Дж/Н = 1 м. Напор выражается высотой в метрах столба движущейся жидкости.
Уравнение Бернулли для элементарной струйки невязкойжидкости INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image25.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 4.2. Схема к выводу уравнения Бернулли
Рассматривая элементарную струйку жидкости при установившемся движении, происходящем в поле потенциальных сил (тяжести и давления), можно проинтегрировать уравнения (4.4)—(4.6).
В прямоугольной системе координат ориентируем плоскость хОу горизонтально, нормально к ускорению силы тяжести g (рис.
4.2). В этих условиях проекции единичных массовых сил будут:
Х = 0; ¥= 0; Z = —§. Подставляя
их значения в уравнения (4.4)—(4.6) и учитывая, что во всех точках живого сечения элементарной струйки частицы двигаются с одинаковой скоростью и, получим:
^+*+** = 0;2 Р
+ ф+р£с1г = 0;
(4.7)
<3ри2
<3м2 ф •
+—+^ = 0.
2£ Р£
и~ гФ
6,,= — + ] —+gz = const;
(4.8)
(4.10)
Проинтегрируем эти выражения: и2 |*Ф р
Р„ =Щ-+|ф+р£г = сопМ;
2
и2 гф
Я=—+Г^+г = сош1 2я
Уравнения (4.8)—(4.10) являются основными при решении многих задач в гидравлике. Они представляют математическое выражение закона сохранения энергии вдоль элементарной струйки.
Члены уравнения Бернулли выражают запас энергии, которой обладает единица массы (4.8), объема (4.9) или силы тяжести (4.10) относительно произвольно принятой (см. рис. 4.2) горизонтальной плоскости хОу. Плоскость, относительно которой составляется уравнение Бернулли, называют плоскостью сравнения.
Все члены уравнения (4.8) выражают удельную энергию жидкости в данном сечении относительно принятой плоскости сравнения. Наиболее удобно этим видом уравнения пользоваться при исследовании движения газов с переменной плотностью, например в рудничных пневмосетях, компрессорах, пневмоприводах.
Если при движении газов давление и температура по длине струйки изменяются значительно, то плотность р = /(у, 7), меняется существенно. Следовательно, в уравнении (4.8) интеграл [— будет ре-
р
шаться в зависимости от процесса, в котором изменяется состояние газа.
Рассмотрим два процесса — адиабатный и изотермический.
При адиабатном процессе, характеризующемся постоянством количества тепла в 1 кг газа, уравнение (4.8) примет вид
и^ кея= + RT+gz = const.(4.11)
2 /с-1
При изотермическом процессе, характеризующемся постоянством температуры (Т= const), уравнение (4.8) примет вид
и1р
^ = +_01п_+5г = const.(4.12)
2 Ро РоК }
Если при движении газа изменения давления незначительны {р2/рх < 1,1) и температура постоянна, то с достаточной степенью точности можно считать р = const. В этих условиях удобно использовать уравнение (4.9), которое примет вид
Р„ = ри2/2 + р + рgz = const.(4.13)
Это выражение удобно при исследовании движения воздуха в вентиляционных сетях и вентиляторах.
При движении капельной жидкости (например, воды, масла), плотность которой постоянна, предпочтительно уравнение (4.10), которое для р = const примет вид
Н = u/2g + p/pg + z = const.(4.14)
Уравнением (4.14) широко пользуются при расчетах водопроводов, водоотливных труб, насосов.
Слагаемые в уравнении (4.14) представляют собой отдельные виды
напора жидкости: z — геометрический напор, p/pg — пьезометрический напор (в сумме эти два напора дают статический напор, определяющий удельную потенциальную энергию) и и2/2g — скоростной (динамический) напор, определяющий удельную кинетическую энергию, отнесенную к единице силы тяжести (веса).
Для двух сечений вдоль элементарной струйки невязкой жидкости (рис. 4.3) согласно (4.14)
*т'+*4+ТГх
Рис. 4.3. Напоры в сечениях струйки невязкой жидкости
Щ Pi
1 _|_ 1 I 'Г
2 g pg
Pi
■+ — + Z-,
н
(4.15)
2£ р£
Геометрические ВЫСОТЫ и центров сечений отмеряются от так называемой плоскости сравнения 0 — 0 (произвольно выбранной по высоте); рх и р2 — давления в сечениях I — I и II — II. Скорости щ и и2 по сечениям распределены равномерно. Пьезометрический напор измеряется с помощью пьезометрической трубки, а сумма пьезометрического и скоростного напоров — с помощью трубки Пито.
Применительно к двум сечениям элементарной струйки невязкой жидкости уравнения (4.11)—(4.13) можно записать в виде
их к
g —1
" 2 /с-1
Rl 2+gz2l
(4.16)

Щ р0. р,
--+-Чп -^+gz2; 2 Ро Ро
иг. Ра , р.
(4.17)
e,=-t + mn^ + gZxр и;о ul
Рн =~~+р] + ряг, =-^~+р2 + pgz2.(4.18)
Уравнение Бернулли для элементарной струйки и потока вязкой жидкостиПолный напор в любом сечении струйки вязкой жидкости определяется теми же составляющими, что и для невязкой жидкости. Однако значение полного напора в сечениях будет разное, так как часть энергии в вязкой жидкости расходуется на преодоление гидравлических сопротивлений (трение одних частиц о другие, о стенки). При этом часть гидравлической энергии преобразуется в тепловую или механическую (колебание трубопровода) и рассеивается во внешнюю среду. Следовательно, напор в сечении II - II (рис. 4.4) будет меньше, чем в сечении I — I на величину потерь, определяемых как разность
полных напоров в соответствующих сечениях Н™ = Н{- Н2 ■
Отсюда, если р = const получим уравнение Бернулли для струйки вязкой жидкости
5_+A+Zi.=^+A+Z2+#”or;(4Д9)
2g pg 2 g pg^+Pi + Pgzl=^y+P2+Pgz2 + P™.(4.20)
Аналогичные коррективы введем и в правые части уравнений Бернулли для отруйки вязкого газа при р =f(p, Т). Тогда
ibRTi+gZi\щ+№+е”; (4-21)
HL+Min£L+gZl =HL+£l]nPl+gZ2 + e^t(4.22)Ро Рв 2 Рв Ро
Основная разница в уравнениях Бернулли для потока и элементарной струйки заключается в определении скоростного напора в живом сечении. В отличие от элементарной струйки скорости частиц жидкости в разных точках живого сечения неодинаковы, поэтому при определении кинетической энергии через среднюю скорость допускается неточность, которую необходимо учесть.
Кинетическая энергия всего потока жидкости, проходящей через сечение F, складывается из суммы кинетических энергий отдельных струек, сечение которых dF. Пусть объемный расход жидкости через все сечение О, а расход через элементарную площадку dF сечения — dQ, и рассматривается течение за период At.
Тогда кинетическая энергия при фактическом распределении скоростей
Е fpdQAftr = cpudFAtu2 _ рД? г
J О J О 9 J 5
j-- FFF
а при идеализированной, усредненной скорости г _ pdOAtv2 _ pvFAtv2 _ pAt 3 г
jLt~ty— 5—••—V
cp 2 .22
и искомый коэффициент
а = Еф/Еч=1и3йР/(у3Р).(4.23)
F
Для равномерного турбулентного потока а = 1-1 13 для равно мерного ламинарного потока а = 2. На участках неравномерного дви жения вследствие искажения поля скоростей коэффициент а может иметь разные значения, до 5 и более.
Если в уравнениях (4.19) и (4.20) вместо местной скорости и подставить среднюю скорость v, введя поправку к скоростному напору av/2g, получим уравнение Бернулли для потока жидкости при р = const
«іП2 ^ Р\
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image28.png" \* MERGEFORMATINET
(4.24)
Такие же коррективы нужно внести для газового потока при р :
(4.25)

=/{р,Т) в уравнения (4.21) и (4.22). Тогда
+^\n^+gz2+efm2.
(4.26)
£Уї.+ А1пА
+^1п^-+я^ = Ро Ро
Ро Ро
(4.27)
2

Рассеивание энергии, потери покрываются в основном за счет потенциальной энергии и могут быть выражены как потери напора
(4-24), потери давления (4.25), потери удельной энергии
е(4.26) и (4.27).
Для потока капельной жидкости (4.24) отношение потерь напора к длине потока (трубопровода) называется гидравлическим уклоном:
(4.28)
Гидравлический уклон — величина безразмерная, характеризующая потерю напора на единицу длины. В частности, для горизонтального равномерного потока V, = у2; а1 = а2; zx = z2■ Согласно (4.24), потери напора определяются изменением пьезометрического напора (рис. 4.4) и поэтому гидравлический уклон
(4.29)
і=\р1/Ш-р2/(т)Уі-
Потери напора в общем виде обычно выражают как функцию скоростного напора
(4.30)
Наог = ^су2/{2е),
где £,с — коэффициент сопротивления гидравлической системы.
Глава 5. Гидравлические сопротивления.
Режимы движения ЖИДКОСТИ [1, 3]5 Л. Общие сведения о потерях напораПри движении потока реальной жидкости напор теряется, так как часть удельной энергии потока затрачивается на преодоление разных гидравлических сопротивлений. Количественное определение потерь напора Нпот является одной из важнейших задач гидродинамики, без решения которой невозможно практическое использование уравнения Бернулли.
Гидравлические сопротивления (и соответствующие потери напора) делятся на два вида:
сопротивления по длине, возникающие при движении жидкости по всей длине равномерного потока и зависящие от его длины;
местные сопротивления,, возникающие при неравномерном движении жидкости в отдельных местах потока — различных фасонных участках трубопровода или русла (коленах, тройниках, задвижках, внезапных сужениях или расширениях потока и т.д.) и практически не зависящие от длины.
Для определения потерь напора по длине потока в круглой цилиндрической трубе применяется формула Дарси—Вейсбаха
Н^ = Ш/(2ё§),(5.1)
где X — коэффициент Дарси, характеризующий сопротивление по длине трубопровода; / — длина трубы; V — средняя скорость потока; с/ — внутренний диаметр трубы; g — ускорение свободного падения.
Кроме формулы Дарси—Вейсбаха в гидравлике широко применяется формула Шези
у=СуЦ&,(52)
представляющая несколько иную форму выражения той же зависимости; С = л/8#/Я — коэффициент Шези. Учитывая, что из (4.28) / = Н /I, и решая (5.2) относительно Нт, получим
нт = №/(ЯС).(5.3)
Потери напора в местных сопротивленияхЛш определяют по формуле Вейсбаха
Hu = ^y/(2g),(5.4)
где — коэффициент местного сопротивления, который ДОЩ рЩЩ
местных сопротивлений находится пголтпол,,—
принимается из справочников.
Общие потери напора в трубопроводе определяют арифметическим суммированием потерь напора на прямолинейных участках и в
местных сопротивлениях, т.е. Нтх = XНт + £Ни. Этот метод носит название принципа наложения (сложения) потерь.
Опыты Рейнольдса. Режимы течения жидкостиМногие исследователи (Хаген, Дарси и др.) обратили внимание на то, что в разных условиях характер и структура потока жидкости могут быть разными. На это указывал также Д.И.Менделеев в работе «О сопротивлении жидкостей и о воздухоплавании» (1880 г.). В 1883 г. английский физик О.Рейнольдс, проведя ряд опытов и теоретически их обобщив, показал существование двух принципиально разных режимов течения жидкости.
Экспериментальная установка Рейнольдса (рис. 5.1, а) состояла из резервуара 1с испытуемой жидкостью, к которому присоединена прозрачная труба
с краном 5 для регулирования скорости движения жидкости, а также небольшого бачка 2 с жидкой краской, имеющей ту же плотность, что и испытуемая жидкость. Из бачка краска по тонкой трубке 3 подводилась ко входу в трубу 4. Из резервуара 1 испытуемая жидкость выпускалась в мерный бак 6. Рейнольдс провел на этой установке многочисленные опыты, меняя ско- Рис. 5.1. Опытная установка Рейнодь- рость движения жидкости и ее дса (обозначения см. текст)температуру, диаметр трубы,высоту уровня жидкости в резервуаре, род жидкости и другие параметры.
При этом в ряде опытов наблюдалась картина течения жидкости, приведенная на рис. 5.1, б. Краска, попав в поток испытуемой жидкости в виде тонкой струйки в центре живого сечения или на его периферии, продолжала на всем протяжении потока двигаться струйкой (или струйками, так как в некоторых опытах Рейнольдс вводил в поток сразу несколько струек по сечению). Это свидетельствует, что и частицы испытуемой жидкости движутся также струйчато (слоисто), так как в противном случае (при поперечном перемещении частиц) струйка краски была бы разрушена. Такой режим движения был назван ламинарным.
В других случаях картина течения (рис. 5.1, в) резко отличалась от описанной выше. Струйка краски, войдя в поток, быстро разрушалась, разбивалась на отдельные части, причем эти части струйки двигались дальше по случайным неопределенно искривленным траекториям, имеющим пространственную форму, продолжая делиться на все более мелкие части, так что в конце трубы уже трудно было различить отдельные частицы краски, так как она перемешалась с испытуемой жидкостью. Это свидетельствует о наличии кроме движения вдоль оси потока также и поперечного перемещения частиц, т.е. довольно сложного движения частиц жидкости. Такой режим движения был назван турбулентным.
Рейнольдс установил, что критерием режима течения жидкости является безразмерная величина, представляющая собой отношение произведения характерной скорости потока V на характерный линейный размер / к кинематической вязкости жидкости г), которая в последствии была названа числом Рейнольдса. Для потоков в трубах и руслах не круглого сечения (/ = 4/?г, где Кг — гидравлический радиус) число Рейнольдса может быть вычислено по формуле
(5.5)
= (Г) число Рей-
Ле = 4уК/и.
Для потоков в трубах и руслах круглого сечения (/ нольдса может быть вычислено по формуле
Ле = У(1/ъ:(5.6)
Для потоков в кольцевых щелях (/ = — с12) число Рейнольдса может быть вычислено по формуле
(5.7)
Ле = - */2)/и.
Значение Ее, соответствующее переходу ламинарного режима движения в турбулентный и наоборот называется критическим числом Рейнольдса (Кекр). Смена режима движеня при достижении Кекр обусловлена тем, что один режим движения теряет устойчивость, а другой — приобретает. При Ее < Кекр ламинарное движение является вполне устойчивым, а турбулентное движение при этом является неустойчивым. При Ке > Ке^, наоборот, турбулентное движение устойчивое, а ламинарное — неустойчиво.
Общепринятыми считаются значения Кекр для круглых гладких труб Кекр ~ 2200^-2300; для гибких шлангов Кекр « 1600; для гладких кольцевых щелей (концентричных и эксцентричных) Ке^ ~ 1000-5-1100; для окон цилиндрических золотников Ке ~ 260; для плоских и ко-
кр
нусных клапанов Ке^ ~ 20-^100; для кранов Ке^ ~ 550-^-750, которыми следует пользоваться при расчетах.
Ламинарный режим движения жидкости в трубахЛаминарный режим характеризуется параллельно струйным упорядоченным движением частиц жидкости. Для этого режима движения все основные закономерности могут быть установлены не только экспериментально, но и выведены аналитически.
Для установления закона распределения скоростей по сечению при ламинарном режиме рассмотрим поток жидкости в горизонтальной круглой трубе радиусом г (рис. 5.2, а, б), находящийся в установившемся равномерном движении. Выделим в этом потоке вокруг его оси объем жидкости в виде цилиндра длиной / и радиусом у и спроектируем все действующие на него силы на ось потока. При установившемся равномерном движении сумма проекций этих сил будет равна нулю
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image33.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 5.2. Установление закономерностей при ламинарном режиме течения в круглой трубе (а—в см. текст)
TOC \o "1-5" \h \z АР — Т —в = 0.(5.8)
ххх4 '
Линии действия АР и Г параллельны, а (? нормальна к оси потока, поэтому АР = АР, Т = Т, С? = в,
х7 х 7 х 3
АР= Т.(5.9)
Как видно из рис. 5.2, а, АР = Р, — Р2 = (рх — р2)щ2, где и р — давления в сечениях I — I и II — II. Следовательно,
АР = Арку2.(5.10)
В соответствии с уравнением (1.11) Т= —\хРйи/йу, где Р= 2ку1 — боковая поверхность цилиндра; знак минус принят потому, что с увеличением расстояния от оси поток 1 скорость частиц жидкости и уменьшается. Следовательно,
Т=—2\шу1йы/йи.(5.11)
Подставим значения АР и Риз уравнений (5.10) и (5.11) в уравнение равновесия цилиндра (5.9)
Арку2 = —2\±ку1&и/&и.
Преобразовав его, получим
&и = -(Ар/2111)уду,(5.12)
или после интегрирования
и = — (Ар/4\х[)у2 + С.(5.13)
Для определения постоянной интегрирования С зададимся начальными условиями: при у = г, т.е. у стенки трубы, вследствие прилипания частиц жидкости и = 0. Тогда 0 = — {Ар/4\\,1)г2 + С, откуда С = (Ар/4\1[)г2. Подставляя значение С, получим закон распределения скоростей по сечению круглой трубы при ламинарном режиме движения, установленный английским физиком Дж. Стоксом,
и = Ар(г2 - ,у2)/(4|а/).(5.14)
При у — 0, т.е. на оси трубы и = итш,
ипих = (Ар/4ц0г2.(5-15)
Так как (5.14) — уравнение параболоида вращения с вершиной, лежащей на оси трубы, то при ламинарном режиме движения эпюра
скоростей по сечению будет иметь форму квадратичной параболы (рис. 5.2, в).
Зная закон распределения скоростей по сечению, можно вычислить расход и среднюю скорость потока. Выделим в поперечном сечении потока элементарное живое сечение кольцевой формы радиусом у и шириной йу (см. рис. 5.2, б). Элементарный расход жидкости через такое сечение й() = ийР. Подставим в это уравнение вместо и его значение из уравнения (5.14), а вместо (У7его значение 2пуйу:
0=1ийГ=1щ(гг~у2}2куйу=^1(г2-у2)уйу-Проинтегрировав это выражение, получим
0 = (пАр/^-(5-17)
Средняя скорость потока при ламинарном режиме движения мо- жс г быть найдена из уравнения (3.7) V = О/Д если в него вместо О псдстявить его значение из уравнения (5.17), а вместо Р— его значение ж/*2,
V = О/Р = тсА/^/Вц/лг2 = (Ар/Е^г2.(5.18)
Как видно из уравнений (5.18) и (5.15), при ламинарном режиме движения отношение средней скорости к максимальной у/итях = 0,5.
Аналогично определению О можно определить аналитически коэффициент а. Подставив в уравнение (4.23) и и V из (5.14) и (5.18), йР= 2пуйу, т.е. Р= т2 и проинтегрировав полученное выражение, най- д* м а = 2, что полностью согласуется с экспериментальными данными (см 4.3).
Ламинарный режим движения жидкости в узких щеляхВыше был рассмотрен наиболее простой случай ламинарного режима — равномерное движение жидкости в круглой трубе. Однако в технике имеют место и более сложные случаи, к числу которых относится ламинарное движение в плоских и кольцевых. С этим случаем приходится сталкиваться при герметизации гидравлических машин и агрегатов, плотность соединения подвижных элементов которых часто обеспечивается выполнением малого зазора между ними. Рассмотрим равномерное ламинарное движение жидкости в плоской щели (зазоре между двумя пластинками) длиной / шириной а и высо-
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image34.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 5.3. Схема к определению закономерностей при ламинарном режиме течения в плоской щели
той 5 (рис. 5.3). Обозначим разность давлений на входе и выходе из щели рх —р2 = Ар.
Применяя тот же метод, который был использован для вывода уравнения 5.14, можно получить уравнение для определения скорости в любой точке щели по вертикали:
(5.19)
Максимальной скорость будет при у = 8/2:
итах = (Ар/^2.(5.20)
Для определения расхода жидкости необходимо вычислить интеграл
0 = ^иар = \иабу = ]^у(8-у)р&у=^)у(з-у)1у,(5,21)
Е ■ :00 ^о
откуда расход жидкости через щель (утечка через зазор)
О= {Ара/\2\11)8Ъ.(5.22)
(5.23)
Средняя скорость потока может быть получена как чтстное от деления расхода О на живое сечение (площадь щели) ш, т е
V = (Ар/12|1/)52.Таким образом, отношение средней скорости к максимальной для плоской щели У/итю1 = 2/3.
Полученные формулы могут быть использованы также и для концентричных кольцевых щелей (например, щелей, образованных соосными плунжером диаметром Л} и цилиндром диаметром <£,), если высота щели (величина зазора между плунжером и цилиндром) 5 значительно меньше диаметра плунжера, т.е. 8 « с1. Для определениярасхода (утечки) жидкости через щель в этом случае в уравнение (5.22) вместо а следует подставлять n(dl + d2)/2 = n(dl + s).
В случае эксцентричной кольцевой щели в уравнение (5 22) вместо а следует подставлять %{dx + s)( 1 + 1,5e2/s2), где е — эксцс н гриситет между осями плунжера и цилиндра.
Турбулентный режим движения жидкости в трубахТурбулентное движение жидкости наиболее распространено в природе и технике, представляет одно из сложнейших гидравлических явлений. Несмотря на многочисленные исследования в этой области строгая теория турбулентного режима движения еще не создана, поэтому при решении практических задач наряду с отдельными теориями и положениями приходится широко пользоваться экспериментальными данными и ^лирическими формулами. Для описания основных закономерностей турбулентного движения и установления расчетных зависимостей в гидродинамике широкое распространение получила полуэмпирическая теория Прандтля—Кармана, созданная ими на основе схематизированной модели турбулентного потока.
По Прандтлю турбулентный поток состоит из двух областей: ламинарного подслоя и турбулентного ядра потока, между которыми (по данным более поздних исследований проведенных в ЦАГИ ЕА.1уржиенко) существует еще одна область—переходной слой (рис. 5.4).
Ламинарный подслой, расположенный непосредственно у стенок трубы, имеет весьма малую толщину ко горая может быть определена по формуле
- (30\))/(vÄ) = (30ßf)/(ReÄ).(5.24)
В переходном слое ламинарное течение жидкости уже нарушается поперечным перемещением частиц, причем, чем дальше расположена точка от стенки трубы, тем выше интенсивность перемешивания частиц. Толщина этого слоя невелика, но четкую его границу установить трудно.
Основную часть живого сечения потока (на рис. 5.4 толщина слоев показана не в масштабе) занимает ядро потока, в котором наблюдается интенсивное перемешивание частиц, поэтому именно оно характеризует турбулентное движение потока жидкости в целом.
Рассмотрев отдельные области турбулентного потока (рис. 5.4), можно отметить следующее. В ламинарном подслое практически отсутствуют пульсации и движение формируется за счет сил вязкости, поэтому здесь происходит резкое наращивание скорости — от 0 до и на
. • •• Л
границе подслоя. В переходном слое эпюра скоростей имеет наибольшую кривизну. В ядре по- Рис. 5.4. Структура потока и эпюра скоростей при тока, благодаря зна- турбулентном режиме течения чительной пульсации
скорости и интенсивному перемешиванию частиц, скорости по сечению выравниваются, а распределение скоростей в ядре потока происходит по логарифмическому или близкому к нему закону.
Ввиду сложности турбулентного режима движения и трудностей его аналитического исследования нет его достаточно строгой и точной теории. Существуют полуэмпирические, приближенные теории, например теория Прандтля—Кармана и др., которые здесь не рассматриваются.
В большинстве случаев для практических расчетов, связанных с турбулентным режимом движения жидкости в трубах, пользуются экспериментальными данными, систематизированными на основе теории гидродинамического подобия.
Более универсальной зависимостью, описывающей закон изменения скорости по сечению турбулентного потока, является уравнение, полученное АД.Альтшулем [1]:
Ъ^ц-гу/чГ*,(5.25)
где и — осредненная скорость на расстоянии у от оси трубы; И — диаметр трубы, итяк — скорость на оси трубы, А, — коэффициент потерь.
Им же получены простые расчетные формулы для определения коэффициента а и отношения средней скорости к максимальной во всей области турбулентного режима движения:
а=1+2,65л/Х;(5.26)
УМтах=(1 + 1з35Л) ^(5.27)
При изменении коэффициента Дарси X в пределах 0,015—0,04 значения а и у/и составят: а = 1,04-^1,11, у/и = 0,79-^0,86.
' шах55 5/ тоях?5
Закон гидравлического сопротивления. Коэффициент ДарсиИз выражения (5.18) можно, зная среднюю скорость жидкости при ламинарном режиме течения в трубе, найти потерю давления на трение на участке /
Ар = (8ц//г> = 32 [11у/сР.
Удельная потеря давления на преодоление трения (отнесенная к единице силы тяжести 1 кг жидкости)
нт = Ар/(ря) = Ъ2\ь1у/(№(Р) или Я.и = 32х)1у/^сГ)(5.28)
Полученное уравнение выражает закон гидравлического сопротивления при ламинарном режиме движения жидкости. Это формула Пуазейля, французского врача и физика.
Преобразуем (5.28), умножив числитель и знаменатель на 2у
^ _ Ъ21му 2у _ 64 / V2 _ 64 / V2 _ ^ / у1
Сравнивая (5.29) с (5.1), получим коэффициент Дарси для круглой трубы:
X = 64/Ке.(5.30)
Однако экспериментальные исследования, проведенные в последние годы, показывают, что фактическое значение X может отличаться от теоретического, определяемого из (5.30).
В общем случае
Х = А/ Ке,(5.31)
где А = 64-^150. Для маслопроводов гидроприводов принимают А = 75.
Формула (5.29) Дарси—Вейсбаха называется первой водопроводной формулой и характеризует потери напора в трубе в функции средней скорости протекающей жидкости.
Поскольку V = 40/тссР, то
а _, / 1 о2 , 8/е2" й2гЛ4/16~(132)
Эта формула называется второй водопроводной формулой и отражает потери напора в функции расхода жидкости в трубе.
Обращаем внимание, что хотя для расчета потерь при ламинарном течении пользуются, в основном, формулами (5.29) и (5.32), куда входит скорость V (или расход 0 во второй степени, в действительности потери напора пропорциональны скорости (или расходу) в первой степени, как это следует из формулы Пуазейля (5.28). В самом деле, коэффициент X в формулах (5.29) и (5.32) содержит в знаменателе величину Ке, а значит, и скорость у. После сокращения получается скорость в первой степени.
Итак, потери напора при ламинарном течении являются чиней- ной функцией скорости (или расхода) жидкости.
Потери напора при турбулентном режиме движения вычисляют также по формуле Дарси—Вейсбаха, но коэффициент потерь на трение X определяют не формулой (5.30).
Весьма важно для определения потерь на трение при турбулентном течении понятие шероховатости. Внутренняя поверхность труб (и любых других магистралей для течения жидкости) имеет микронеровности, абсолютную величину которых А называют абсолютной шероховатостью, а ее отношение к диаметру А/й — относительной шероховатостью. Так, например, абсолютная шероховатость [1, 4]: стальных бесшовных труб новых и чистых А = 0,01-^0,02 мм, после нескольких лет эксплуатации 0,15—0,30 мм; стальных сварных труб новых и чистых А = 0,03-5-0,1 мм, умеренно заржавленных 0,3—0,7 мм; чугунных труб новых А = 0,2-5-0,5 мм, бывших в употреблении 0,5-1,5 мм; рукавов и шлангов А = 0,03 мм.
Если толщина ламинарного подслоя покрывает неровности (5 > А), трубы называют гидравлически гладкими, в противном случае — гидравлически шероховат ыми. Одна и та же труба может быть гидравлически гладкой или шероховатой в зависимости от толщины 8, а значит, от скорости потока.
Коэффициент потерь при турбулентном течении зависит, в основном, от двух параметров — числа Рейнольдса (Ке) и относительной шероховатости А/с/. Влияние этих параметров на коэффициент потерь изучали многие исследователи, из которых особо следует отметить И.И.Никурадзе и Г.А.Мурина. И.И.Никурадзе исследовал течение жидкости в трубах с искусственно созданной «равномерной» шероховатостью в широком диапазоне шероховатостей (А/й = = 0,001-5-0,033 мм) и чисел Рейнольдса (Же = 500 -5-106), Г.А.Мурин — в трубах с естественной, «неравномерной» шероховатостью. Результаты опытов И.И.Никурадзе показаны на графиках рис. 5.5, построенных в логарифмических координатах [1].
При ламинарном течении связь между А, и Ее определяется зависимостью X = 64/Ее (график — прямая I). При турбулентном течении и гидравлически гладких трубах связь между А, и Ее определяется при 2300 < Ее < 105 формулой Блазиуса (график — прямая Л):
А, = ]/л/Ю0Ее.(5.33)
При Ее > 106 удобна формула П.К.Конакова:
X = (1,81§Ее — 1,5)-2.(5.34)
В зоне III коэффициент X зависит как от Ее, так и от А/й.
При турбулентном течении и гидравлически шероховатых трубах (зона IV) коэффициент потерь X перестает зависеть от Е$, а является функцией только А/й (так называемая автомодельная зона) и может быть подсчитан по формуле Никурадзе—Прандтля
Х={\,и-2Ш/т-2.(5.35):
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image36.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 5.5. График X = /(Re, АД/) для труб с искусственной шероховатостью, по данным И.И.Никурадзе
Для определения X во всей области турбулентного течения (для зон II, III и ГУ) может быть использована универсальная формула А.Д.Альтшуля
X = ОД 1(Д/<* + 68/Ке)0’25.(5.36)
Графики, полученные Г.А.Муриным для труб с естественной шероховатостью, отличаются от графиков И.И.Никурадзе тем, что в III зоне на них отсутствуют впадины, т.е. наклонный прямой участок плавно переходит в прямые горизонтальные участки ГУ зоны.
Поскольку для /Гзоны X не зависит от Ке [см. (5.35)], из формулы Дарси—Вейсбаха (5.29) следует, что потери на трение зависят от квадрата скорости, т.е. «работает» квадратичный закон сопротивления. Для II и III зон показатель степени скорости (в выражении потерь) постепенно возрастает от 1 до 2.
Местные сопротивления и понятие об эквивалентной длине трубВ отличие от сопротивлений, распределенных по длине трубопровода, которые возникают на прямых участках труб постоянного диаметра, при всяком отступлении от этих условий (прямолинейности и постоянства диаметра) возникают добавочные сопротивления, называемые местными или сосредоточенными. Расширение или сужение трубы (внезапное или постепенное), поворот трубы (плавный или резкий под любым углом), вход трубы в некоторую емкость, выход трубы из емкости, выход жидкости из трубы в затопленное пространство, частичное перекрытие трубы вентилем (краном) — все это примеры местных сопротивлений.
Потери напора на местном сопротивлении рассчитывают как долю от динамического напора по формуле Вейсбаха (5.4):
Я =^7(2г).Как правило, коэффициенты местных сопротивлений определяют экспериментально, они приводятся в литературе как справочные данные.
При последовательном расположении местных сопротивлений в гидромагистрали для нахождения суммарных потерь отдельные коэффициенты Ъ,ш складывают, но только тогда, когда расстояние между соседними сопротивлениями достаточно велико — /= (20^-50)^, — чтобы поток жидкости, выйдя из предыдущего местного сопротивления, пришел в установившееся состояние перед входом в последующее местное сопротивление. В противном случае принцип суперпозиции (сложения) потерь не применим, и оба эти местные сопротивления нужно рассматривать как одно (может, не совсем обычное) общее сопротивление.
Для удобства расчета совместных потерь, распределенных и местных, используют эквивалентную длину местного сопротивления /э — такую длину прямолинейного (фиктивного, условного) участка трубопровода, потери напора в котором равны потерям напора в данном местном сопротивлении при одинаковых расходах жидкости. Исходя из определения, можно записать:
откуда/э = ^Д.
Тогда совместные потери в действительной трубе (длиной / и диаметром d) и местном сопротивлении
__/ V2 . 4 v2 . L V2
Н —Нпп + Н — %—■1-Х—■— — %—■—.
пот да м dig dig dig
Иными словами, наличие местного сопротивления, расположен нош рядом с трубой (с параметрами lud), равносильно (с учетом по терь) удлинению трубы на величину / до расчетной величины L.
Глава 6. Истечение жидкости через отверстияВ инженерной практике часто приходится иметь дело с истечением жидкости из отверстий разных форм и размеров, через насадки, водосливы и т.д., как в атмосферу (незатопленные отверстия), так и подуровень (затопленные отверстия), при напоре постоянном перед отверстием или переменном [1, 3].
Истечение жидкости через малое отверстиев тонкой стенке при постоянном напоре INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image37.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 6.1. Истечение жидкости (ерез малое отверстие при постоянном напоре (обозначения см. текст)
Пусть жидкость вытекает из сосуда (рис. 6.1, а) через отверстие площадью/в его боковой стенке. Уровень жидкости в сосуде постоянный (за счет весьма больших размеров свободной поверхности или постоянного пополнения сосуда жидкостью из внешнего источника) и над отверстием его высота Н = const, когда через отверстие течет в установившемся режиме жидкость. Задача состоит в определении расхода (скорости) жидкости через отверстие.
Проведем два сечения: I—I — в плоскости свободной поверхности, II—II — в плоскости отверстия, плоскость сравнения 0—0 по оси отверстия и запишем для этих сечений уравнение Бернулли
aivi
+J±+Z =
Ч pg
2 g
-а2Ь+Ж+7 +япот |» ^ ~f~ ±± ^_2 «
pg

Пусть в общем случае давление окружающей среды в резервуаре рн, а на выходе из отверстия — р , тогда рх — р , ар2= рк (в частном случае, когда истечение происходит в атмосферу, в любом сечении струи давление будет р). В связи с большим поперечным сечением резервуара скоростью в нем можно пренебречь, поэтому у1 ~ 0, и потери напора на трение о стенки резервуара Н ~ 0, следовательно,
~Дл=^у2 /^), где \ — коэффициент местного сопротивления (отверстия).
Обозначим V, — скорость истечения из отверстия V, тогда
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image38.png" \* MERGEFORMATINET
откуда
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image39.png" \* MERGEFORMATINET
(6.1)Обозначим Н + (рн— р)/р£ = Н0 — приведенный напор перед от-
верстаем; у1/(а+^) = ф — коэффициент скорости. Тогда
(6.2)
у = ф^2£#0
Если пренебречь гидравлическими сопротивлениями и неравномерностью распределения скоростей в струе, т.е. принять £, = 0 и а = 1, что характерно для идеальной жидкости, то ф = 1 и получим известную формулу Торричелли
(6.3)
Вследствие того, что ф < 1 действительная скорость истечения V будет всегда меньше теореги 1еской ут При истечении воды и воздуха, когда обычно имеет место турбулентное движение, можно принять \ ~ 0,06 й ф = 0,97-^0,98 [1].
Расход жидкости через отверстие может быть вычислен по формуле
При истечении жидкости через малое отверстие площадью] в гонкой стенке вследствие инерции частиц, движущихся по криволинейным траекториям (рис. 6.1, б), струя жидкости на выходе из отверстия сужается. На небольшом расстоянии от отверстия образуется сжатое сечение, имеющее минимальную площадь^ и практически параллельноструйное движение частиц. Обозначим £ =/с//и назовем его коэффициентом сжатия струи. При так называемом совершенном сжатии, когда дно и боковые стенки резервуара отстоят от отверстия на расстоянии не менее трех-пятикратного размера отверстия и не влияют на форму вытекающей струи, для отверстий круглой и квадратной формы е = 0,6-5-0,64.
Заменим в уравнении расхода^ = г/, а V — ее значением из уравнения (6.2), тогда
О = Ф^Яде/ = ф е/^Яд
ИЛИ
(6.4)
где ц = вер — коэффициент расхода отверстия.
При указанных выше значениях ср и е значение ц для отверстий круглой и квадратной формы составляет (д, = 0,60-^0,63 [1]. Следует отметить, что указанные значения коэффициентов ф, е, (I соответствуют только большим числам Не (=105), в общем случае они также являются функцией Ке.
Формулу (6.4), полагая, что пьезометрический напор Н0 = (рп— д,)/р£, можно преобразовать:
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image40.png" \* MERGEFORMATINET
(6.5)
Формула (6.5) очень важна в расчетах расхода жидкости через отверстия не только в стенках сосудов, но и в диафрагмах, золотниках, клапанах и других элементах гидроаппаратуры.
Применяя тот же метод, который был использован для вывода уравнения (6.1), и используя уравнение Бернулли для сжимаемых жидкостей (4.26), можно получить формулу для определения скорости истечения из отверстия газа
(6.6)Во всех случаях, когда скорость истечения газа V значительно меньше скорости звука а, в покоящемся газе отношением у/(2а) можно пренебречь и определять V по формуле (6.2).
Массовый расход газа через отверстие
0,5
к+1
к
/ л к К А
и» і Рк
\ И
0 к 2Ї=ЇР-*
От = є/урн=(іа
(6.7)

Истечение жидкости через малое затопленное отверстие при постоянном напоре1 і
1 і 1' п
1 і Н / п Т р
Н 11Н 1 п
- т — •#2 0 .Пт. 0
Если пространство, куда вытекает жидкость, заполнено жидкостью, то такое истечение называют истечением под уровень, или истечением через затопленное отверстие (рис. 6.2). Принимая, как и в предыдущем случае, что давления на поверхности жидкости в резервуарах равны рп и рк, а расстояния от поверхностей до отверстия — со- Рис. 6.2. Истечение жидкости под ответственно Я, и Я„ и составляя уровеньуравнение Бернулли для тех же се
чений, получим точно такие же формулы для определения V и £?, как (6.2) и (6.4), только в них будет
я0 = н+Рн~Рк = я, - я9Р£" Р£
Коэффициенты ф, е, ц для малого затопленного отверстия в тонкой стенке практически будут теми же, как и для незатопленного отверстия.
Истечение жидкости через малое отверстие при переменном напореИстечение жидкости через отверстия при переменном напоре представляет значительный интерес, так как оно обычно встречается при вытекании жидкости из резервуаров, бассейнов и т.п. Исследование этого вопроса сопряжено с определенными трудностями в связи с неустановившимся движением жидкости. Однако в тех случаях,когда изменение скорости истечения происходит медленно, можно с достаточной точностью применять законы установившегося движения. Обычной задачей в этом случае является определение времени частичного или полного опорожнения резервуара.
Рассмотрим резервуар (рис.
, поперечное сечение которого является переменным по высоте О =/(г); О изменяется медленно, плавно; в дне резервуара — отверстие площадью /, давление на поверхности жидкости в резервуаре р , а в месте выхода из отверстия — рк. Требуется определить время опорожнения резервуара от уровня Нх до уровня Нт
Допустим, что в какой-то мо- Рис. 6.3. Истечение жидкости через ма- мент уровень вытекающей жид- лое отверстие при переменном напоре кости находится на высоте г. За
бесконечно малое время <1/, в течение которого уровень в резервуаре опустится на расстояние &г, из резервуара выльется элементарный объем й¥= —0,й1 (знак минус взят потому, что с уменьшением г объем увеличивается). Этот же объем может быть выражен как с! ¥= ()&, причем из-за малого изменения напора за время дл О можно считать постоянным и определять его по уравнению (6.4). Следовательно,
—= ОдЛ или -а& = \ifpg\_z + Он ~рк)/ря]<1/, откуда
6! = -н/у2я[<:+(/’н-л)/,Р£]Для определения времени опорожнения резервуара от уровня Щ до уровня Н2 проинтегрируем полученное выражение в пределах от
Нх до Н2:
л±2
(6.8)
Ч
Решить этот интеграл можно, зная зависимость О =Дг).
Ниже рассмотрим частный случай опорожнения — истечение из резервуара, площадь поперечного сечения которого по высоте постоянна (О = const), ар =р . В этом случае
О 7dz_
//-
LI
t =
или после интегрирования получим
20
TOC \o "1-5" \h \z '■ »т '(6'9>
В случае полного опорожнения резервуара Н2 = 0, следовательно, ^ _ 20 ^[Щ _ 2__ 20 Нх __ 2V■
w\i*"v^\xо,.:
где Qimx = \xJ\jlgH] — максимальный расход жидкости в начале ис
течения (при Н ).
В приведенных выше выводах было принято u = const, что справедливо только при Re > 105; при меньших Re величина (I = ДЕе), следовательно ц —f(z)-
Истечение жидкости через насадки
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image44.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 6.4. Насадки:
а — цилиндрический наружный; б — цилиндрический внутренний; в — конический сходящийся; г — конический расходящийся; д — коноидальный
Насадки — короткие трубки разной формы — цилиндрические, конические, коноидальные, расширяющиеся и сужающиеся (рис.
— прикрепляемые к отверстиям в сосудах для увеличения расхода через отверстия, получения более компактной струи и увеличения
дальности ее действия, бывают наружные и внутренние, и различные по форме.
Увеличение расхода жидкости через отверстия с насадками по сравнению с безнасадочным истечением объясняется повышением коэффициента е сужения струи. Если для круглого отверстия в сосуде с острыми кромками е ~ 0,64, то у конического сходящегося насадка (рис. 6.4, в) с углом конусности 13°24' е = 0,982, в остальных случаях (рис. 6.4, а, б, г, д) е = 1 [1, 5]. Струя сужается на начальном участке насадка, При выходе из насадка струя полностью заполняет сечение трубы, т.е. площадь сечения струи становится равной площади отверстия.
Глава 7. Движение жидкости в трубопроводах [1, 3]Все трубопроводы можно разделить на простые и сложные. Простым называют трубопровод, состоящий из труб одинакового диаметра и не имеющий по пути ответвлений, сложными — все остальные трубопроводы, состоящие из ряда простых, соединенных тем или иным образом (например, городской водопровод и др.).
Короткими называют трубопроводы, потери напора в местных сопротивлениях которых составляют более 5—10% от потерь напора в прямых участках трубопровода. К ним относятся всасывающие трубопроводы насосных установок, гидролинии гидроприводов и пр. Длинными называют трубопроводы, в которых потери напора по длине настолько превышают местные потери напора, что последними без ущерба для точности расчета можно пренебречь, либо принять их ориентировочно равными 5—10% от потерь напора по длине.
В зависимости от рода перемещаемой жидкости трубопроводы часто называют «водопроводы», «нефтепроводы», «газопроводы» и т.д.
Простой трубопроводРассмотрим простой короткий трубопровод (рис. 7.1), состоящий из прямолинейных участков и местных сопротивлений, и подсчитаем в нем потери напора, для чего воспользуемся принципом сложения потерь:
,27 „2„2I „2
IVіVіVі /Vі
дгда -л 'іу е 1
Рис. 7.1. Схема к определению потерь напора в простом трубопроводе
лпт=ща+щ'+т
Из полученного выражения видно, что вычисление потерь напора этим методом очень громоздко и занимает много времени, особенно если трубопровод состоит из большого числа участков. Заменим в этом выражении скорость расходом V = т/(с12п) и приведем подобные, тогда
+ +т^1 =х^—+е^+х^—+ь—+х^—. d2g 2 g d2g 2 g d2g
или
ffmJ 8Х у _8Х У ъ
(tcV 7cV J1 j
Обозначим выражение, стоящее в скобках, а, тогда
Нтт = aQ2(7.2)Величина я называется сопротивлением трубопровода и зависит от его длины, диаметра, местных сопротивлений, а при квадратичном законе сопротивления — и от шероховатости, причем в последнем случае для данного трубопровода а = const.
Сложные трубопроводыПоследовательное соединение трубопроводов. Рассмотрим сложный трубопровод (рис. 7.2), который состоит из нескольких простых тру-
Я/ а2 а3
/ / /
/ Г—г1 / Q Рис. 7.2. Сложный трубопровод (последовательное соединение трубопроводов)
бопроводов, соединенных последовательно и имеющих сопротивления а{, а0, а у
На основании уравнения неразрывности потока расход жидкости по каждому из этих участков трубопровода будет одинаков и равен О, а потери напора в них в соответствии с уравнением (7.2) будут:
В[ЮТ = ЩО1 ЯГ = Щ.01. Н'Г = аъ<22.
Потери напора в рассматриваемом трубопроводе в соответствии с принципом наложения потерь могут быть вычислены следующим образом:
япот = ЯГТ + Щ07 + = (<к +а2+а3)02.
(7.3)
Таким образом, сопротивление сложного трубопровода при последовательном соединении труб увеличивается и в общем случае составит
(7.4)
Нпт = Ъщй2. /=1
Параллельное соединение трубопроводов. Рассмотрим сложный трубопровод (рис. 7.3), который состоит из нескольких простых трубопроводов, соединенных параллельно. Пусть сопротивления трубопроводов ах, а2, а3, а расходы жидкости по ним 02, 0у
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image46.png" \* MERGEFORMATINET
В соответствии с уравнением неразрывности потока общий расход жидкости по такому трубопроводу будет
(7.5)
Потери напора в каждом из трубопроводов подсчитываются по формуле (7.2):
ИГ=аг01 НГ = а202. НГ = аДI
(7.6)
(7.7)
(7.8)

Потери напора в любом из простых трубопроводов, а также общие потери напора в рассматриваемом сложном трубопроводе будут равны разности полных напоров в сечениях А ж В:
Из уравнений (7.6)—(7.9) видно, что
0\/0,2 = л/%4 ’ 02/Сз = -\]аз/а2 ’ £?з/01 = лМ/Ч •
Найдем из уравнений (7.6)—(7.8) значения расходов в каждом из простых трубопроводов и подставим их в уравнение (7.5):
е=^Ая+Тдг Д/^+л/дг/а=(УАОтсюда потери напора в рассматриваемом трубопроводе будут
Япот=02/(1/^+1/^ + 1/^)2.(7.10)
Таким образом, сопротивление сложного трубопровода при параллельном соединении уменьшается и составляет
(7.11)
Ювдравлический удар в трубопроводах
Гидравлическим ударом называется повышение давления жидкости, протекающей по трубе при быстром перекрытии задвижки. Гидравлический удар впервые теоретически и экспериментально изучил Н.Е.Жу- ковский (его работа О гидравлическом ударе» опубликована в 1898 г.).
|"!1"
[1111111111 1 V 1
и /. & и
Пусть труба (рис. 7.4), по которой жидкость плотностью р течет из резервуара со скоростью V, имеет диаметр с1, длину I и толщину стенки 6. При мгновенном перекрытии трубы кинетическая энергия движущейся жидкости Ек переходит в потенциальную энергию деформации трубы А и жидкости Аж. При этом быстро нарастает давление, которое может послужить причиной разрушения трубы. Кинетическая энергия жидкости
Ек = ту2/2 = {рпсРЬ2 У
Потенциальная энергия деформации
А = (аеГ}/2 = (а2У)/(2Е),
где о — напряжение в трубе
(сг = рй/2Ъ) или в жидкости^
к _ чРис. 7.4. Схема к рассмотрению гидравли
{<з — р), е — относительное цеского удара в трубопроводе
изменение объема трубы (или жидкости); V — объем деформируемого материала трубы (или жидкости в трубе); Е — модуль упругости материала трубы (или жидкости).
Ар = о2Г/2 Е= {рё/2ЪУШЩ/(2Е^) = (кр2сР1)/(Щ&);
Аж = &¥/2Е=(жр1сР1)/(Шж).
Поскольку Ек = Атр + Ах, получаем
Ш21у2)1 8 = (т^1)/(%ЕЬ) + (пр2сРГ)/(8Еж),
откуда ударное повышение давления
Рн'Р’'^/8)(р/Етр) + (р/Еж)’<7ЛЗ)
и формула Н.Е.Жуковского имеет вид
РШ = РУС,(7.14)
где с=1 /у(с?/5) ■ (р / Етр) + (р /Еж) — скорость распределения ударной
волны в упругой жидкости, заполняющей упругий трубопровод.
При мгновенном частичном перекрытии задвижки (когда скорость уменьшится не до нуля, а до V')
Рул = рО - у')с.(7.15)
Величина tй = 21/с называется фазой гидравлического удара. Если время закрывания задвижки происходит так называемый прямой гидравлический удар, при /з > /0 — непрямой. В последнем случае ударная волна, отразившись от резервуара, возвращается к крану раньше, чем он будет полностью закрыт. При этом давление будет повышаться меньше, чем при прямом ударе.
Аналитический расчет давления при гидравлическом ударе представляет значительные трудности и подробно рассмотрен в работе [3]. В практической работе нужно иметь в виду следующее.
Гидросистемы металлургических цехов имеют обширную разветвленную систему соединяющихся друг с другом трубопроводов, которые в данный момент могут быть рабочими или тупиковыми, т.е. не отсеченными от потребителей гидроаппаратурой; на магистралях устанавливаются также отводы для подключения аппаратуры КИП и автоматики. Гидравлический удар в каком-либо трубопроводе вызывает и гидравлический удар в тупиковых отводах от него. И наоборот, мгновенное подключение тупиковых отводов к источнику давления, которое по величине больше, чем давление в тупиковом отводе, также приводит к гидроудару. Поэтому при гидроударе в системах разрушение может происходить как на трубопроводе, находящемся в данный момент под нагрузкой, так и в трубопроводах тупиковых и в местах присоединений аппаратуры КИП и автоматики. При гидроударах могут также иметь место ложные срабатывания аппаратуры автоматики.
Часто гидравлический удар происходит в силовых гидроцилиндрах, что приводит к разрушениям корпуса, уплотнений или подводящих магистралей. При гидроударе в гидроцилиндре превышение давления может достигать трехкратного и более. Так, на станах холодной прокатки листа при обрыве полосы имеет место гидроудар в гидроцилиндрах гидросистемы противоизгиба валков. Давление превышает номинальное в 4—5 раз, разрушаются уплотнения, трубопроводы и т.д. Гидроудар в гидроцилиндрах может возникнуть при мгновенной остановке поршня на жестком упоре, при мгновенном перекрытии сливного трубопровода при движении поршня, при мгновенном подключении гидроцилиндра к источнику питания.
Гидравлический удар имеет место и при работе насосов, когда не- дозаполненная рабочая камера соединяется с нагнетательным трубопроводом, заполненным жидкостью (кавитационный режим).
Для снижения ударного давления при гидроударе применяются следующие меры:
регулирование времени переключения аппаратуры управления;
ступенчатое открытие проходного сечения трубопровода при подключении к источнику высокого давления;
компенсаторы гидроударов (прибор, в котором установлен упругий элемент, обладающий меньшей жесткостью, чем жидкость в трубопроводе);
предохранительные клапаны.
II. ОБОРУДОВАНИЕ ГИДРОСИСТЕМ
Югава 8. Основные понятия о гидросистемах
Элементы гидропривода и их функции
Гидропривод машин — это совокупность источника энергии и устройства для ее преобразования и передачи посредством жидкости к рабочему органу машины. Энергия к гидроприводу поступает от внешнего источника (электродвигателя, двигателя внутреннего сгорания и др.). Насос в гидросистеме — источник внутренней энергии, которая передается потоком рабочей жидкости в трубопроводах к гидродвигателю. Для управления потоком жидкости предусмотрена распределительная и управляющая аппаратура.
Основные элементы гидропривода (насос, гидродвигатель, распределительная аппаратура) и ее рабочее тело — жидкость в трубопроводах работают как единое целое [6, 7].
Какправило, гидросистемы обладают свойством обратимости. Из рис. 8.2, б легко видеть, что в качестве насоса можно использовать как левый, так и правый цилиндр, скорость поршня гидродвигателя зависит только от подачи насоса, а давление в гидросистеме определяется как сопротивлением движению поршня (технологической нагрузкой), так и расходом жидкости. Когда поршень неподвижен, давление жидкости в насосе и гидродвигателе одинаковы; когда поршень движется, эти давления всегда разнятся на величину потерь давлений в трубопроводах и регулирующей аппаратуре.
Схема гидропривода (рис. 8.2, б) полностью сохраняется при разном конструктивном исполнении реальных гидросистем, насос какого бы типа при этом не использовался (рис. 8.1). Везде единичный малый объем жидкости камер а, б, в, г, д под большим давлением вытесняется через трубопровод в гидроцилиндр, в котором создается такое же давление, как в камере насоса. При достаточной величине площади гидроцилиндра сила давления на поршень превысит силу тяжести груза и он будет подниматься вверх.
На рис. 8.2 показана упрощенная схема гидропривода передачи с гидродвигателем прямолинейного возвратно-поступательного движения. Насос 2, приводимый электродвигателем 1, всасывает жидкость из бака 5 и перекачивает ее по трубопроводу 3 в цилиндр
через распределитель 9 и дроссель 10. Расположенный в конце трубопровода поршень цилиндра 7 оказывает сопротивление движению жидкости. Давление в полости б нарастает до тех пор, пока не будет преодолено сопротивление поршня и поршень с грузом 8 не придет в движение.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image48.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 8.1. Схема работы разных гидравлических рычагов:
1 — ручной насос; 2 — шестеренный насос; 3 — лопастной насос; 4, 5 — радиально- плунжерный насос; 6 — гидроцилиндр; 7— бак; а—д — камеры насосов
Когда ход поршня с грузом вверх закончится, поршень упрется в крышку гидроцилиндра и, если привод насоса не выключить, то насос может создать в полости такое давление, которое выведет из строя гидросистему.
Чтобы предохранить систему от перегрузки, устанавливается предохранительный клапан 4. Пружина в таком клапане прижимает шарик к седлу, а существующее в трубопроводе давление действует на поверхность шарика. Шарик открывает клапан, когда сила давления жидкости, воздействующая на шарик, превысит усилие
пружины. С этого момента давление больше не увеличивается, так как жидкость, нагнетаемая насосом, сливается в бак.
Направлением движения поршня управляет распределитель 9. Если изменить положение золотника в распределителе, можно соединить трубопроводы А и Р. В этом случае жидкость через распределитель течет от насоса в полость а. Поршень двигается вниз, и груз опускается. Жидкость из камеры б через распределитель поступает
через трубопровод в бак.
Чтобы регулировать скорость движения груза, необходимо изменить расход жидкости в цилиндр с помощью дросселя 10. Завинчивая иглу дросселя, изменяют его сопротивление, в соответствии с формулой Пу- азейля расход жидкости уменьшается, поскольку давление остается неизменным. Движение груза замедляется. Избыток жидкости, подаваемой Рис. 8.2. Принципиальная схема гидропривода насосом, через предох- (обозначения см. текст)ранительный клапан
сливается в бак.
На примере этой простейшей гидросистемы показаны функции основных гидроэлементов, которые обобщим.
Насос предназначен для всасывания жидкости из бака (жидкость в баке в большинстве случаев находится под атмосферным давлением) и подачи ее под давлением в систему напорных трубопроводов гидросистемы. Он приводится в движение электродвигателем или двигателем внутреннего сгорания. Насосы могут иметь постоянную и переменную производительность (расход жидкости) при постоянной частоте вращения приводного вала.
Предохранительные клапаны служат для того, чтобы давление в системе не превышало заданное. При достижении в гидросистеме определенной величины давления жидкости, которое преодолевает заданное усилие пружины, закрывающей клапан, он открывается, и поток жидкости от насоса направляется на слив в бак. Таким образом, предохранительные клапаны предохраняют систему от перегрузки, не допуская повышения давления в системе выше максимального заданного уровня.
Напорные золотники — разновидность предохранительных клапанов, которые при достижении определенного давления жидкости в
напорном трубопроводе гидросистемы открываются и направляют жидкость из напорного трубопровода в бак или в другую магистраль гидросистемы.
Редукционные клапаны предназначены для подачи в магистраль жидкости определенного давления, которое ниже давления жидкости, поступающей к клапану от насоса.
Распределители — гидравлические аппараты, предназначенные для управления направлением движения потока жидкости от насоса к потребителю и от потребителя на слив в бак.
Потребитель — устройство, предназначенное для преобразования энергии жидкости в механическую работу. Потребителями могут быть гидромоторы, передающие ведущему звену механизма вращательное движение; гидроцилиндры для сообщения ведущему звену механизма прямолинейного движения; моментные гидромоторы для сообщения ведущему звену механизма качательного движения.
Оснастка гидравлических систем — совокупность гидроэлементов, которые требуется установить в гидравлической системе для обеспечения ее бесперебойной работы в заданном режиме. К гидроэлементам относятся, например, баки, контрольно-измерительные приборы, фильтры, охладители и т. д.
Условные обозначения элементов щцроприводаУсловные графические обозначения элементов и устройств однозначно показывают назначение элементов и устройств и характер происходящих в них процессов, в том числе характер и направление движений элементов привода и управления, направление движения рабочей жидкости и газа, электрической энергии и направление передачи сигнала.
Условные графические обозначения элементов и устройств гидравлического привода, используемых в отечественной и зарубежной конструкторской документации, прприведены в стандартах ГОСТ 2.782-68, ГОСТ 2.704-76, ГОСТ 2.781-68 [8].
Применение гидропривода в металлургииНаряду с широким распространением гидропривода в металлургических цехах изменилась и сфера его применения: если несколько десятилетий назад гидропривод применялся во вспомогательных механизмах [9] для передачи заготовки или изделия (вталкивателях, кантователях, опрокидывателях, штабелерах и т.д.), механизмах периодического или эпизодического действия и в гидравлических тормозных устройствах, то в настоящее время гидропривод, сохраняя за собой прежние функции, является главным и единственным приводом механизмов многих металлургических агрегатов. Агрегаты установлены в единые технологические линии, в которых гидропривод объединен в сложные разветвления и, вместе с тем, взаимосвязанные гидромеханические системы в масштабе всего цеха.
Доменное производство. Применение гидравлического привода для приведения в действие исполнительных механизмов доменного производства может быть значительно расширено. Кроме указанных преимуществ, гидравлические механизмы позволяют исключить канатные системы, надежность и долговечность которых уменьшается с ростом объемов и интенсификации процессов доменных печей, стержневые и зубчатые механизмы, быстро изнашивающиеся при работе в абразивной среде.
Рассмотрим некоторые из механизмов доменного производства, качество работы которых проверено практикой.
Бесконусное загрузочное устройство современной доменной печи, представленное на рис. 8.3, предназначено для приема шихтовых материалов из скипового подъемника и загрузки их в печь с распределением по сечению колошника в соответствии с заданной программой, а также для герметизации рабочего пространства печи.
Загрузочное устройство состоит из приемной воронки 7, в которую поступают шихтовые материалы 2, подаваемые скиповым подъемником; двух параллельных шихтовых трактов 4, предназначенных для накопления и шлюзования подаваемой в печь шихты; распределителя шихты 15, осуществляющего укладку ее на колошник; основания 14, на котором смонтированы шихтовые тракты и распределитель шихты. Поворотные заслонки 3 выгрузочных отверстий, верхние 5 и нижние 8 газоотсекающие клапаны и челюстные затворы 7 приводятся в движение при помощи плунжерных гидроприводов с реечной передачей 6, 9,10. Схема управления гидроприводом обеспечивает для приводов заслонок и газоотсекающих клапанов снижение скорости при подходе к крайним положениям и надежную фиксацию в этих положениях. Гидросистема управления челюстными затворами, кроме перечисленных выше функций, обеспечивает точную остановку и фиксацию челюстей в любом промежуточном положении, заданном оператором в зависимости от про-
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image50.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 8.3. Гидроприводы бесконусного загрузочного устройства доменной печи (1—15 см. текст)
граммы загрузки. Под нижним газоотсекающим клапаном расположено отсечное устройство для отделения шихтового тракта от доменной печк, выташшше В таще тшостож лж-товой задвижки 11 сп» равлическим приводом 12 и гидравлическими отжиг гными домкратами и.
Гидравлический привод питается от общей насосной станции, расположенной в отдельном помещении, находящемся на колошнико- вол площадке печи. Станция состоит из насосов, панели управления, баков с рабочей жидкостью, теплообменников, контрольно-измерительной аппаратуры.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image51.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 8.4. Охлаждаемый клапан горячего дутья диаметром 1100 мм:
1 — траверса; 2 — упоры; 3 — крышка; 4 — конечный выключатель; 5 — трубы; 6 — корпус; 7 — гидроцилиндр; 8 — кольцо; 9 — диск
Гидравлический привод применяется в механизмах воздухонагревателей, газо- и воздухопроводов. Гидроприводом оснащены отсечные клапаны холодного дутья диаметром 1600 мм [10], шиберные клапаны горячего дутья диаметром 1100 и 1300 мм [10], дымовые клапаны диаметром 2000 мм [10] и перепускные клапаны. Гидроприводы клапанов приводятся в действие от центральной насосно-аккумуляторной станции воздухонагревателей. На рис. 8.4 показан охлаждаемый клапан горячего дутья диаметром 1100 мм с встроенным гидроприводом [11, 12]. Применение гидравлического привода позволяет легко осуществить его включение на открытие или закрытие от системы автоматической перекидки клапанов.
Сталеплавильное производство. В машинах сталеплавильного производства гидравлические системы применяют в качестве приводных устройств в прессах для разделки металлического лома и бри- кетрования стружки, прессах для пакетирования легковесного лома, в заправочных машинах, в механизмах управления стопорами разливочных ковшей, машинах для выталкивания слитков из изложниц, для привода отдельных механизмов электросталеплавильных печей, установках непрерывной разливки, порционного вакууми- рования стали и многих других машинах. В конвертерных цехах используются оборудованные гидроприводом домкратные тележки для снятия днища с конвертера, домкратные устройства для подъема конвертеров при ремонте и ревизии, подъемник для механизации кладки футеровки [13].
Возможности использования гидроприводов в сталеплавильном производстве далеко не исчерпаны, особенно когда необходима ограниченная скорость ведомых звеньев и приходится включать в кинематическую цепь редукторы, а для преобразования вращательного движения в поступательное — реечную или канатную передачи.
Для ряда механизмов неизбежные зазоры в подвижных соединениях или нестационарность гибких звеньев (канатов) отрицательно сказывается на ходе технологических операций (например, при регулировании положения электродов электросталеплавильных печей) и являются причиной возникновения больших динамических нагрузок при переходных или неустановившихся режимах работы. Более широкое внедрение гидропривода в машины сталеплавильного производства может способствовать улучшению их динамических качеств, надежности и долговечности.
В стационарной машине для выталкивания слитка из изложницы [ 11], схема которой показана на рис. 8.5, гидравлический привод поршневого типа осуществляет последовательно операции захвата изложницы и выталкивания слитка. Подлежащий раздеванию слиток 7 устанавливают краном на раму 5. При выталкивании слитка жидкость под давлением через трехпозиционный распределитель по трубопроводу 14 поступает в нижнюю полость гидроцилиндра 2. Верхняя его полость через трубопровод ^ соединяется со сливом. При перемещении поршня вверх штемпель на конце штока упирается в основание слитка. После этого гидроцилиндр 2 начинает перемещаться вниз,сообщая при этом посредством тяг 3 движение осям 10 клещевин 6. Последние поворачиваются каждая вокруг своей оси 10 под действием тяг 12 с предварительно сжатыми пружинами 11. Система натягивается после захвата клещевинами упоров на наружных стенках изложницы
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image52.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 8.5. Машина для выталкивания слитков из изложницы (1—14 см. текст)
В результате гидроцилиндр 2 останавливается, а поршень 4 начинает выталкивать слиток из изложницы. После завершения операции выталкивания распределителем нижняя полость гидроцилиндра 2 соединяется со сливом, а верхняя с напорной магистралью. При опускании поршень упирается на стол
9.
Жидкость, продолжая поступать в верхнюю полость, заставляет перемещаться цилиндр относительно неподвижного поршня 13 вверх. Вместе с гидроцилиндром поднимаются оси 10, в результате чего клещевины 6 разводятся в стороны, освобождая захваты изложницы. Изложница с приподнятым слитком убирается краном с машины.
Дуговые электросталеплавильные печи с выкатнымкорпусом обо-- рудуются гидравлическим приводом для механизма наклона печи, механизма выкатки корпуса и др. [11]. Кроме этого, для перемещен ния электродов применяют электрогидравлические регуляторы. На рис. 8.6 показаны схемы механизмов выдвижения корпуса печи с вы- катной платформой и наклона электродуговой печи с гидравлическими приводами. Портал 8 и платформа 1 имеют дуги 7и 2 одинакового радиуса. Если оси мгновенного вращения портала и платформы совпадают, то возможен их совместный поворот при качании дуг портала по неподвижным балкам 10, а опорных сегментов корпуса — по выдвижной платформе 3. Перекатывание корпуса печи осуществляется двумя гидроцилиндрами 9. Перед выкатыванием корпуса печи для загрузки шихтой свод должен быть поднят. Выкатывание корпуса
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image53.png" \* MERGEFORMATINET
печи вместе с платформой 3 осуществляется гидроцилиндром 5, шток которого шарнирно связан с рамой 6 опорных катков 4, катящихся по неподвижным балкам 11.
Многие механизмы установок непрерывной разливки стали (УНРС) получают более простое конструктивное решение при использовании в качестве привода гидравлического движителя [11, 14].
В современной слябовой УНРС (рис. 8.7) разливка ведется из сталеразливочного ковша 1, который передается из печного пролета в положение разливки над промежуточным ковшом 4 с помощью подъемно-поворотного стенда 13. Подъем ковшей производится при помощи гидроцилиндров 14, шарнирно соединенных с траверсами 15 и поворотным корпусом. Ковши 1 ж 4 оборудованы шиберными затворами 2 с гидроцилиндрами 3. Балка, прижимающая кристаллизатор 5 к базовым упорам, также снабжена гидроцилиндром 12. Заготовка из кристаллизатора непрерывно извлекается тянущими роликами 6, которые в ряде случаев имеют нажимные гидроцилиндры 11. Все гидравлические приводы УНРС питаются от насосно - аккумуляторной станции.
Наиболее сложной гидравлической системой в сталеплавильном производстве оборудована установка порционного вакуумирования стали (рис. 8.8) [7]. Установка предназначена для вакуумной обработки (дегазации) жидкой стали в сталеразливочном ковше 1. Она имеет опорную конструкцию 5 с балансирной балкой (коромыслом) 6. На переднем конце этих балок шарнирно закреплена подъемная платформа 3 с вакуум-камерой 2, горячим и холодным отсасывающими трубопроводами 4 и газоохладителями, а на заднем конце укреплен противовес 7, к нему присоединен длинноходовой гидроцилиндр 8,
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image54.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 8.7. Установка непрерывной разливки стали:
1,9 — гидроприводы роликовых секций; (остальные обозначения в тексте)
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image55.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 8.8. Установка порционного вакуумирования стали (1-8 см. текст)
который опирается на фундамент. Для вакуумирования стали в сталеразливочный ковш с жидкой сталью при помощи гидроцилиндра вводится всасывающий патрубок вакуум-камеры на необходимую глубину. Разрежение в вакуум-камере создается пароэжекторным насосом. Порция стали всасывается в вакуумную камеру, и находящиеся в ней газы удаляются из расплава. Далее вакуум-камера при помощи гидропривода поднимается в верхнее положение так, чтобы срез всасывающего патрубка находился ниже уровня шлака в ковше приблизительно на 300 мм. При этом дегазированная порция стали выпускается обратно в ковш. Процесс повторяется, пока не будет достигнута требуемая степень дегазации стали. В процессе дегазации вакуум-камера совершает колебательное движение между двумя заданными уровнями. При этом гидропривод и его схема управления обеспечивают ускоренное движение вакуум-камеры в периоды подъема и опускания, равномерное движение на максимальном скорости и торможение при подходе к крайним положениям.
Прокатное производство. Гидравлический привод нашел довольно широкое применение в основных и вспомогательных машинах прокатного производства, начиная от обжимных и кончая мелкосортными станами, а также в машинах трубного и колесопрокатного производства, в станах поперечной прокатки и др.
По характеру режима работы гидропривод используется для эпизодического действия, например для механизма смещения клетей с оси прокатки при перевалке валков; для приводов клиновых механизмов фиксации клети в плитовине; для короткоходовых механизмов перемещения клетей на величину, необходимую для расцепления рабочих валков со шпинделями, чтобы клеть можно было убрать краном, а новую клеть надвинуть длинноходовым цилиндром на пли- товину; для манипулирования люлькой слиткоопрокиднватетя; для подъема и поворота столов, упоров, сбрасывателей; для создания предварительного натяжения клетей с целью полу тения более точного проката и в ряде других механизмов.
Гидравлические механизмы в прокатном производстве используются также в качестве нажимных механизмов* обеспечивающих постоянный или переменный раствор валков в зависимости от изменения сечения по длине проката, для автоматического регулирования размера проката (например, для получения периодических профилей или конических труб), для уравновешивания верхних валков и шпинделей. В ряде машин прокатного производства гидравлические механизмы используются в качестве следящих систем или работающих по определенной программе, например механизмы подачи и поворота, механизмы манипуляторов и кантователей. Наконец, гидравлические системы используются в качестве компенсирующих, например, для равномерного распределения нагрузки между звеньями и в качестве предохранительных устройств, демпферов и тормозов.
Такое широкое применение в прокатном производстве гидравлические механизмы и устройства получили потому, что с их помощью относительно легко реализовать требуемые кинематические или динамические характеристики.
В прокатных машинах гидравлические уравновешивающие устройства имеют явные преимущества по сравнению с грузовым или пружинным уравновешиванием и поэтому находят все большее применение в практике [15, 16].
Гидросистема уравновешивания валков широкополосного стана горячей прокатки 2000, эксплуатируемого на Новолипецком металлургическом комбинате, предназначена для уравновешивания верхних опорного и рабочего валков, что необходимо для создания меж- вал ко вой щели и выбора зазоров в валковом узле для снижения динамических нагрузок, невозможности проскальзывания опорного валка относительно рабочего. Гидросистемами уравновешивания валков оснащены все клети стана 2000. Гидросистема противоизгиба рабочих валков предназначена для регулирования профиля образующей рабочего валка с целью получения минимальной неплоскостно- сти прокатываемых полос в процессе прокатки. Гидросистемой противоизгиба оснащена последняя чистовая клеть стана 2000. Для этой клети регулирование противоизгиба осуществляется через гидроцилиндры уравновешивания. Общий вид устройства уравновешивания валков чистовой клети стана 2000 показан на рис. 8.9. Гидравлические цилиндры 2 размещены в подушках нижнего рабочего валка 1, а их плунжеры упираются в подушки 3 верхнего рабочего валка 4. Подвод рабочей жидкости к гидроцилиндрам осуществляется через быстроразъемное соединение и гибкий шланг 5.
На Новолипецком металлургическом комбинате эксплуатируется непрерывный пятиклетьевой стан холодной прокатки листа (рис. 8.10, а) [17]. Гидропривод применен на разматывателях рулонов, стыкосварочной машине, барабанных ножницах, моталках готовых рулонов. Работа всех клетей обеспечивается при помощиспециальных систем гидропривода валков. Гидравлические нажимные устройства оснащены системами позиционного регулирования, а также регулирования наклона валков и усилия прокатки и состояния оборудования. При этом обеспечиваются жесткие требования по толщине и планшетности полосы. Для этого в клеш установлена гидросистема, состоящая из гидро- цилиндров дополнительного изгиба валков и гидроцилиндров противоизгиба рабочих валков (рис. 8.10, а, б). На рис. 8.10, в показана блок-схема централизованной насосно-аккуму- ляторной станции, питающей все гидромеханизмы стана.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image56.png" \* MERGEFORMATINET
лического уравновешивания валков чистовой клети широкополосного стана 2000 горячей прокатки (1—5 см. текст)
Гидравлические механизмы применяются в опрокидывателях слитков для поворота люльки и укладки слитка на рольганг. Использование гидропривода в таком механизме позволяет получить более компактную и легкую конструкцию по сравнению с электроприводом [11].
В конструкциях стационарных опрокидывателей Уралмашзавода используют гидравлические механизмы, что позволило усовершенствовать машины. Такой опрокидыватель показан на рис. 8.11. Он применяется в технологических линиях блюмингов 1150 для слитков массой до 15 т [ 11], Опрокидыватель состоит из четырехстенной люльки 1 без дна, откидного амортизированного днища 2 и двух приводимых в движение от одного вала четырехзвенных механизмов: одного для поворота опрокидывателя, и другого для сообщения движения откидному днищу.
Вал 3 опрокидывателя приводится в движение двумя штоками 10, снабженными в средней части зубчатыми рейками 11, находящимися в зацеплении с колесом 4, которое закреплено на валу опрокидывателя. Штоки 10 в процессе работы движутся в противоположных направлениях под давлением жидкости, нагнетаемой в гидроцилин-
—1 Рис. 8.10. Непрерывный стан холодной прокатки листа: а — схема стана; б — клеть стана; в — блок-схема насосно-аккумуляторной станции; 1,2 — гидропривод разматывателей рулонов; 3 — гидропривод стыкосварочной машины; 4 — гидроприводы противоизгиба валков клетей стана; 5, 6— гидроприводы ематывателей рулонов; 7—9 — гидроприводы изгиба и противоизгиба валков
дры 9, которые расположены с противоположных сторон каждого из штоков. При посадке краном слитка в люльку опрокидывателя рычаг 5 опирается на неподвижную стойку, и сила удара при посадке смягчается пружиной 6. Боковой удар воспринимается второй амортизационной пружиной 7на рычаге 8. Применение гидропривода дает возможность плавно опускать слиток на рольганг, обеспечив соответствующий скоростной режим работы опрокидывателя.
Для перемещения слитков и заготовок в процессе прокатки в направлении, перпендикулярном к оси прокатки, используются манипуляторы, а для кантовки заготовки — кантователи. В качестве привода этих механизмов используют электрические и гидравлические ПривидЫ. Гидравлические манипуляторы и кантователи дают возмож-
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image59.png" \* MERGEFORMATINET
*ис. 8.11. Опрокидыватель слитков блюминга 1150 {1—11 см. текст)
ность более точно установить заготовку по оси калибра, потому, что влияние зазоров в подвижных сочленениях здесь во много раз меньше, чем в механических манипуляторах и кантователях с электрическим приводом, снабженным редуктором.
На рис. 8.12 показана кинематическая схема гидравлического кантователя крупносортного стана [11], в котором кантующие ролики 1 и 2 смонтированы на поворачивающихся обоймах. Обойма 8 имеет ось 7 вращения, смонтированную на подвижной раме 3, а обойма 10 может вращаться на оси 9 относительно обоймы 8. При подаче жидкости в нижнюю полость гидроцилиндра 5 рама кантователя 3 поднимается вверх, причем в результате подачи жидкости в полости гидроцилиндров 4 и 6 ро- Рис> 8Л2_ Кинематическая лики занимают горизонтальное или близ- схема кантователя (обозна- кое к нему положение. Затем кантователь чения см. текст)
надвигается на заготовку А. Для захвата заготовки, жидкость подается в верхнюю полость гидроцилиндра 4, в результате чего заготовка зажимается между двумя роликами. При подаче жидкости в верхнюю полость гидроцилиндра 6 оба ролика вместе с заготовкой поворачиваются относительно оси 7, жидкость из верхней полости цилиндра 4 вытесняется в магистраль. Последовательным перемещением поршней в гидроцилиндрах 5, 4 и 6 выполняется полный цикл кантовки.
Широкое применение в металлургии получил метод изготовления колес с использованием операций штамповки и прокатки [18]. Для осуществления этого процесса применяют несколько тяжелых гидравлических прессов и колесопрокатный стан, установленные в единую технологическую линию (рис. 8.13, а).
Предварительная осадка заготовки на гладких плитах производится на 20-МН гидравлическом прессе 1. Далее заготовка передается на 50-МН пресс 2, где ее осаживают гладкими плитами в плавающем калибровочном кольце. Затем заготовку разгоняют и выталкивают из кольца и передают на 100-МН пресс 4, где осуществляют ее формовку. Далее заготовку передают на колесопрокатный стан 5 и раскатывают ее. Выгибку диска, калибровку колеса и прошивку центрального отверстия осуществляют на 35-МН прессе двойного действия 6. Темп работы линии 100—120 колес в час.
Конструкция прессов идентична. Каждый пресс (рис. 8.13,6) снабжен подъемным 7 и главным 8 гидроцилиндрами, перемещающими по направляющим колоннам (на рис. 8.13, б не показаны) траверсу 9 с верхним штампом, нижнюю подштамповую плиту 10. Гидросистема .управления прессом состоит из распределителя 11 с ручным управлением, который в свою очередь, управляет сервомотором 12, выходной вал которого снабжен кулачками. Эти кулачки управляют клапанными распределителями 13, переключающими поток жидкости (эмульсии) от насосов к наполнительному баку 14 и гидроцилиндрам.
Привод всех вспомогательных механизмов, в том числе манипуляторов 3, также гидравлический.
Раскатывают заготовки на колесопрокатном стане 5 в калибре, образованном наклонными валками 15 и нажимным валком 16, а также на паре коренных валков 17, установленных на подвижной каретке 18. Валки и каретку в рабочее положение устанавливают гадроци- линдрами 19—21, обеспечивающими, кроме того, необходимые усилия при прокатке. Гидросистема стана работает на масле.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image61.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 8.13. Колесопрокатная линия конструкции Уралмашзавода (1—21 см. текст):
и — схема линии; б — гидравлическая схема системы управления прессами; в — колесопрокатный стан
Гидравлическое, пневматическое и смазочное оборудование металлургических цехов
РаслреИелительная
панель
Насосные
агрегаты
12
Маспяхладитеп
Фильтрующее
устройство
Гидробак
о
о
А.М.ИОФФЕ, И.А.МАЗУР
■Н-НН
Рис. 8.14. Оборудование пресса-расширителя электросварных труб большого диаметра:
а — округлитель труб; б — пресс-расширитель; в — схема рабочего участка; г — схема гидропривода; 1 — транспортная тележка; 2 — гидропривод тележки; 3 — гидропривод округлителя; 4 — калибрующие сегменты; 5 — клиновая призма; 6 — шток гидропривода; 7 — гидропривод; 8 — гидропривод упора; 9—12 — прессы-расширители; 13—15 — рольганги

Процесс изготовления сварных труб большого диаметра завершается на прессах-расширителях (экспандерах) (рис. 8.14), на которых правят, калибруют, упрочняют трубы по всей длине методом раздачи. На участке размещены четыре гидромеханических экспандера с длиной рабочей зоны 6 м [6, 7], снабженные транспортными механизмами для подачи обрабатываемых труб в рабочую зону экспандера и ок- руглительными секциями.
Трубы калибруются двумя экспандерами, установленными встречно. Откалиброванные по всей длине трубы укладываются при помощи вакуумных устройств на отводные рольганги.
Экспандер предназначен для калибровки труб раздачей — механическим воздействием на внутреннюю поверхность обрабатываемой трубы. Вакуум-лифт укладывает трубы на тележку, которая подает трубу к округлительной секции (на рис. 8.14 не показано). В округли- тельной секции она упруго деформируется, принимая строго круглую форму, необходимую для надевания трубы на калибрующий инструмент экспандера, состоящий из нескольких подвижных сегментов, насаженных на клин, выполненный в виде многогранной призмы, соединенный со штоком гидропривода. После насадки участка трубы длиной 1 м на инструмент при движении штока гидропривода с призмой вправо, периметр инструмента увеличивается, так как сегменты, образующие его поверхность, раздвигаются. Через сегменты давление клина передается на внутреннюю поверхность трубы, что приводит к пластической деформации участка, находящегося в контакте с инструментом. При движении поршня и клина в обратную сторону периметр инструмента уменьшается, и труба освобождается для очередной подачи на тележке, приводимой в движение гидромотором, и цикл повторяется.
Таким образом, труба последовательно калибруется по всей длине, причем величину подачи трубы выбирают так, чтобы последующий калибруемый участок частично перекрывается предыдущим. По окончании калибровки тележка с трубой возвращается на маршевой скорости в исходное положение. Трубу передают на следующий экспандер или отводящий рольганг.
Глава 9. Рабочие жидкости9.1. Масла и эмульсииРабочая жидкость гидросистемы передает механическую энергию исполнительному элементу от насоса, приводимого каким-либо двигателем. Одновременно рабочая жидкость является смазкой сопряженных рабочих поверхностей гидроаппаратов.
Поэтому для обеспечения высокого к.п.д. работы гидросистемы жидкость должна удовлетворять определенным характеристикам, которые меняются в зависимости от назначения, места и условий работы гидросистемы. Основной характеристикой рабочей жидкости является ее плотность. Без знания плотности рабочей жидкости рассчитать режимы работы гидросистемы невозможно. С увеличением температуры большинство жидкостей расширяется. Поэтому рабочие жидкости должны обладать высокими теплопроводностью, теплоемкостью и малым коэффициентом теплового расширения.
С повышением температуры вязкость уменьшается, поэтому одно из главнейших требований к рабочей жидкости — минимальная зависимость ее вязкости от рабочих температур.
Рабочие жидкости должны обладать хорошей смазывающей способностью, малым поглощением воздуха и легкостью его отделения, а также высокой устойчивостью к механическим и химическим воздействиям, содержать минимальное количество механических примесей, быть нейтральными к применяемым материалам и недорогими.
Очень важный показатель — температура застывания жидкости, характеризующая сохранение текучести и возможность транспортирования и слива в холодное время года. Температура застывания масла должна быть не менее чем на 16—17 ° ниже минимальной температуры окружающей среды, в условиях которой будет работать гидросистема.
Рабочее давление жидкости является определяющим при выборе ее вязкости. При температуре +50 °С и рабочих давлениях до 10 МПа кинематическая вязкость должна быть в пределах 20—40 мм2/с, при давлениях до 20 МПа — в пределах 40—60 мм2/с, до 60 МПа — в пределах 110—175 мм2/с. При 20 °С вязкость воды v = 1 мм2.
Характеристики масел, применяемых в гидросистемах металлургических агрегатов, представлены в табл. 9.1.
В гидросистемах, работающих при температурах масла до 60 °С с легкими нагрузочными характеристиками в парах трения, применяют индустриальные масла. При рабочей температуре масла в гидросистеме свыше 60 °С и давлениях до 15—20 МПа применяют турбинные масла. Гидросистемы с нагруженными элементами при 16— 35 МПа эксплуатируют на маслах серии ИГП с противоизносными, антиокислительными, противопенными и антикоррозийными свойствами. Для систем сверхвысокого давления применяют веретенные масла серии АУ и масло АМГ [19]. В соответствии с повышенными требованиями к качеству рабочих жидкостей, для гидроприводов созданы новые рабочие жидкости МГ-20, МГ-30, ВМ-23 взамен большой номенклатуры неспециальных масел, созданы также новые рабочие жидкости серии ИГП для гидросистем, где требуется масло, имеющее высокую стабильность и высокие противозадирные свойства.
Возможность замены масла новыми марками рабочих жидкостей может быть определена из табл. 9.2, а краткая характеристика новых масел представлена в табл. 9.3.
В гидроприводах, работающих в условиях повышенной пожароопасности, применяют негорючие рабочие жидкости — эмульсии четырех основных классов: водные эмульсии типа «масло в воде», эмульсии «вода в масле», водногликолевые и синтетические жидкости [20].
Основа эмульсии «масло в воде» — вода с небольшим добавлением масла. Эмульсия дешева, однако не удовлетворяет требованиям, предъявляемым к рабочим жидкостям, характеризуясь недостаточной смазывающей способностью, высокой коррозионной активностью, нестабильностью физико-химических свойств в процессе эксплуатации. Эмульсию готовят из чистой воды и эмульсолов Э-1 и Э-2. Концентрация эмульсола в воде 2—3%. Вода перед приготовлением эмульсии умягчается при помощи СаО (3—6 г на 100 л воды), а эмульсол нейтрализуется кальцинированной содой.
Значительно улучшаются смазочные и антикоррозионные свойства эмульсии с применением присадки ВНИИ НП-117.
В эмульсиях типа «вода в масле» основа — масло, а вода — добавкой. Эти эмульсии обладают удовлетворительными антикоррозионными и смазочными свойствами, однако, могут применяться при 7— 14 МПа.
Водногликолевые рабочие жидкости содержат 30—60% воды, гликоль, растворимый в воде загуститель для получения необходимых вязкостных свойств и разные присадки. В СНГ для гидроприводов выпускаются водноглиновые рабочие жидкости ПГВ и Промгидрол
Таблица 9.1. Рабочие жидкости гидросистем
Вязкость Температура, °С Масло, марка кинема
тическая
при 50 °С, мм2/с застыва
ния вспышки рабочая Плотность,
кг/м3
Индустриальное 12 (веретенное 2) 10-14 -30 165 -10+40 876-891
Индустриальное 20 (веретенное 3) 17-23 -20 170 0+90 881-901
Индустриальное 30 (машинное Л) 27-33 -15 180 + 10+50 886-916
МС-22 22 — 14 230 - 905
МС-20 20 -18 225 - 985
Индустриальное 45 (машинное С) 38-52 -10 190 + 10+60 890-930
Индустриальное 50 (машинное СУ) 42-58 -20 200 +10+70 890-930
Турбинное (турбинное JT) 22 20—23 -15 180 +5+50 901
Турбинное 30 (турбинное УТ) 28-32 -10 180 +10+50 901
Турбинное 46 (турбинное Т) 44-48 -10 195 + 10+50 901
Турбинное 57 55-59 - 195 +10+70 930
Велосит Л 4-5,1 -25 112 — 10+30 -
Вазелиновое Т 5,1-8,5 -20 125 860-890
Веретенное АУ 12-14 -45 163 -40+60 888-896
Трансформаторное 9,6 -45 135 -30+90 886
МК-8 8,3 -55 135 - 885
АМГ-10 10 -70 92 -50+60 —
Таблица 9.2. Замена применяемых рабочих жидкостей новыми
Рабочая жидкость Заменяемые жидкости
ВМГЗ (заменяет 12 сортов масел), И-12, ИС-12 АМГ-10, АМГ, ГМ-50И, веретенное АУ, трансформаторное ЭШ-406-5
МГ-20, ИГП-18 И С-20, индустриальное масло, турбинное 22 (Л), турбинное ТСп-22
МГ-30 И С-30
ИГП-30 Индустриальное 30
ВНИИНП-403 Турбинное 30 (УТ)
Таблица 9.3. Новые рабочие жидкости
Рабочая 4 жидкость *• ГОСТ, ТУ Состав 1?
50 °С9
мм2/с
вмгз; ТУ 38 101479-86 Основа: маловязкая фракция дизельного топлива. Присадка: полимерная — ПМА В; противоизносная — ЛАНИ-317; антиокисли- тельная — ионол; противо- пенная - ПСС-200А 10
МГ-20 ТУ 38 101-50—70 Основа: индустриальное И С-20 ГОСТ 8675-62. Присадка: не менее 0,2% ДБ К. или ионол технический, не менее 0,3% депрессатора по- лиметкрилата Д; противо- пенная 0,003%, МПС-200А 17-23
МГ-30, : ТУ 38-101-50—70 Основа: индустриальное И С-30. Присадки те же, что и у МГ-20. 27-33
ВНИИНП-403 ГОСТ 16728-78 Масло турбинное с присадками ДФ-11, ППМА-МЗ, ионол и ПМС-200А 25-35
ИГП 18 ТУ 38-101413-78 Масло глубокой селективной очистки с антиокисли- тельной, антиизносной и анти пенной присадками 16,5-20,5
ИГП-30
ИГП-38 ТУ 38-101413-78 Тот же 28-31
(табл. 9.4)[20]. Эти жидкости пожаробезопасны и не токсичны, совместимы почти с любыми материалами: углеродистыми и легированными сталями, чугунами, никелем, медью, алюминием, титаном и их сплавами, пластмассами (полиэтиленом, фторопластом, текстолитом, стеклопластиком, паронитом, полиамидом, капроном и др.), резинами (В-14, ИРП-1118, ИРП-1175 и др.). Промгидрол может применяться для всей серийно выпускаемой гидроаппаратуры за исключением малогабаритных гидроприводов и следящих дроссельных золотников.
Нужно избегать попадания Промгидрола на электромагниты управления гидроэлементами. Рекомендуемый диапазон температур 35— 40 °С. Смазывающие свойства жидкости Промгидрол намного хуже, чем масел, поэтому ресурс работы насосов может снижаться на 30— 40% в зависимости от давления. Кроме того, частота вращения валов насоса должна быть не более 1000 мин-1. Установленная мощность электродвигателя должна быть повышена на 15—20%.
При переходе на жидкость Промгидрол необходимы: модернизация всасывающих магистралей насосов, установка деаэрирующих сеток в баках, пропитка бакелитовым лаком бумажных фильтров, герметизация всех крышек и люков, замена уплотнений резинотканевых, из кожи, паронита резиновыми. Ревизуют все гидроэлементы с заменой бывших в работе уплотнений новыми. Маслобаки внутри окрашивают эмалями ХС717 или ХС791.
Таблица 9.4. Характеристика жидкостей ПГВ и Промгидрол
Показатели ПГВ Промгидрол
П-20 П-20М-1 П-20М-2
Цвет Желтый
р20.с, кг/ем3 1,151-1,154 1,145-1,155 1,125-1,140 1,145-1,155
v, мм2/с: при +20 °С 44_49 62-85 59-77 80—105
при +50 °С Р—14 17-22 18-24 21-27
при —30 °С 4000 - - -
VI
и
1
•W* -50 -10 -30 -45
В процессе эксплуатации следует контролировать содержание воды в жидкости Промгидрол через каждые 250 ч работы. Вязкость и плотность корректируют только дистиллированной водой. Содержание механических примесей допускается не более 0,03% и контролируется через каждые 250—300 ч работы.
Для обеспечения нормальной работы гидравлических механизмов металлургических машин важно выбрать такую рабочую жидкость, свойства и физико-химические характеристики которой соответствовали бы условиям работы гидросистем и обеспечили их надежность. В качестве рабочих жидкостей в гидроприводах металлургических машин используют минеральные масла, синтетические жидкости, воду и эмульсию.
В большинстве случаев, для нормального функционирования гидроприводов металлургических машин требуется: гидроаккумулятор емкостью более 1000 л, плунжеры диаметром до 500 мм, перемещение в трубопроводах больших приведенных масс рабочей жидкости, а также, когда гидравлические механизмы работают поблизости от высокотемпературных источников тепла (печей, прокатных станов и др.), использовать в качестве рабочей жидкости воду или эмульсию.
При использовании в качестве рабочей жидкости воды или эмульсии обеспечиваются требования пожаробезопасности и экологии, предъявляемые к гидроприводам металлургических машин. Однако конструкции гидроэлементов гидравлических систем, работающих на воде или эмульсии, полностью отличаются от конструкций гидроэлементов гидравлических систем, работающих на масле, — насосов, управляющей запорной и распределительной гидроаппаратуры, гидроаккумуляторов в некоторых случаях — гидроцилиндров.
В большинстве гидроприводов металлургических машин в качестве рабочей жидкости используется вода или эмульсия.
9 2 Заправка гидросистем рабочей жидкостью и уход за нимиДля безотказной работы гидросистем следует обеспечить чистоту рабочей жидкости начиная с заливки ее в гидросистему. Особенно это важно при обслуживании сложных гидросистем металлургических агрегатов, так как от надежности работы каждой системы зависит работа всей технологической линии.
На многих металлургических предприятиях заправка производится
при помощи ручных насосов, но и это не обеспечивает требуемой чистоты жидкости. Наиболее удобны для обслуживания индивидуальных насосных установок у отдельных металлургических агрегатов, мобильные станции обслуживания типа СОГС и УМЦ, выпускаемые Саратовским электрогидроагрегатным производственным объединением. Установки (рис. 9.1) смонтированы на шасси, при необходимости их можно переместить в любое место цеха.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image63.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 9.1. Установка типа СОГС для очистки рабочей жидкости в процессе эксплуатации:
1 — бак грязного масла; 2 — бак гидросистемы; 3 — бак очищенного масла; 4, 8 — краны положения; 5 — лафет установки; б— насос-центрифуга; 7— маслоохладитель; 9 — заливочный шланг; 10— пробоотборник
Установки могут откачивать и очищать при помощи насоса- центрифуги жидкость из бака, заливать свежую рабочую жидкость из баков или иной емкости. В центрифуге жидкость, подлежащая очистке, подается на вращающийся ротор, которым она раскручивается. При этом грязевые примеси (частицы) плотностью, превышающей плотность ма ела отбрасываются под действием центробежной силы к стенкам ротора и осаждаются на них, оттуда собираются и удаляются.
Техническая характеристика станций типа СОГС [20]:
..0,063 0,125 0,250
0,063 0,125 0,250
..0,032 0,063 0,Р5
.. 8-12 8-12 8-12
СОГС 2
СОГС 3
СтанцииСОГС 1
Объем баков для масла, м3:
Объем бака для промывочной
МГ М ТТТ^ГЧГ'ГГТЯГ И Л-3

Некоторые иностранные фирмы выпускают передвижные установки, в которых рабочая жидкость очищается под действием электростатического поля.
Для предохранения рабочих жидкостей от загрязнения при раздаче их цехам завода необходимо склады масел оснащать маслоколон- ками, оборудованными насосами, фильтрами и расходомерами. При помощи маслоколонок необходимо заправлять либо передвижные станции, либо специальные герметические закрывающиеся емкости, которые потом будут доставлены в цех к передвижным станциям обслуживания.
Известны системы централизованного маслоснабжения насосных агрегатов завода при помощи трубопроводов с центрального масло- склада завода. Однако значительные длины напорных и сливных трубопроводов и большие затраты на строительство и обслуживание таких систем ограничивают их распространение.
Металлургические заводы — крупные потребители масла, поэтому при заключении договоров на поставку необходимо обеспечивать поставку масла в специальной таре из белой жести вместимостью 20, 50, 100 л с запаянными пробками. Это исключает загрязнение рабочих жидкостей в процессе транспортирования и хранения, обеспечивает рациональное потребление масла в цехах заводов.
Для работы гидросистем важно, чтобы жидкости в условиях применения и хранения не изменяли своих первоначальных физических и химических свойств и своевременно заменялись при ухудшении свойств.
Поэтому на крупных металлургических комбинатах, где эксплуатируется гидропривод, организованы лаборатории, которые строго следят за основными параметрами масел, находящихся в гидросистемах и на складах.
Дегазация рабочей жидкостиНерастворенный воздух в рабочей жидкости ухудшает работу гидросистемы. При этом понижается ее жесткость, ухудшается смазка, понижается производительность насосов, возникают гидроудары, кавитация, увеличивается коррозия и т.д. Нерастворенный воздух приводит к запаздыванию срабатывания гидросистемы.
Для предупреждения газонасыщенности рабочей жидкости воздухом принимаются разные меры. Для ликвидации контакта жидко- ста с окружающей атмосферой в маслобаках применяют эластичные диафрагмы (разделители). Некоторые зарубежные фирмы выпускают баки с разделителями из резины, армированной прокладками из нейлона и полиэстра.
Эффективно для предупреждения газонасьпценности и кавитации создание подпора на всасывающей линии насоса или избыточного давления в баке.
Для достижения устойчивой работы машины в период пуска после сборки, ремонта или длительной остановки необходимо удалить накопившийся воздух. Для этой цели в верхних точках трубопроводов, гидроцилиндрах и тупиковых патрубках устанавливают краны для удаления воздуха. Иногда из жидкости, которая должна быть залита в гидросистему, с помощью вакуумного насоса откачивают растворенный воздух.
Очень важно герметизировать места подсоса воздуха на линии всасывания насоса, в фильтрах, трубопроводах. Прокладки и резиновые кольца не всегда эффективны, лучшее уплотнение достигается при помощи герметиков.
Контроль газонепроницаемости гидрооборудования осуществляется двумя методами — «галоидным» и «аквариума». При использовании первого метода в большие емкости гидросистемы закачивается газ фреон, который, проникая через микротрещины, выходит наружу, где и определяется при помощи галоидного датчика — течеис- кателя, при этом выявляются неплотности. При использовании второго способа небольшие емкости погружают в ванну с водой, в которой растворены антикоррозионные присадки (например, моноэта- ноламин). В испытуемые узлы закачивается воздух, выделение которого через неплотности хорошо видно в прозрачном водном растворе.
Для лучшего выделения воздуха из рабочей жидкости, поступающей в маслобак из сливного трубопровода, в баке устанавливают лабиринтные и поперечные перегородки. Весьма эффективны в баках наклонные (под углом 30°) фильтровальные перегородки, изготовленные из металлической сежи. Применяются также автономные фильтровальные установки. Фильтрующее устройство с конусными сетками представлено на рис. 9.2. Рабочая жидкость по каналу 1 поступает в диффузор 3, вдоль оси которого последовательно установлены конусообразные фильтровальные перегородки 2. Расширяясь в диффузоре, поток переходит в ламинарный режим течения. При этом про-
Рис. 9.2. Устройство для дегазации рабочей жидкости (1—5 — см. текст)
цесс выделения воздуха из жидкости интенсифицируется. Пройдя через сетки, очищенная жидкость по каналу 4 отводится в резервуар, а пузырьки воздуха с периферии сеток всплывают в верхнюю часть корпуса и разрушаются. Через клапан 5 воздух выходит в атмосферу
Применяются также дегазаторы циклонного вихревого типа, эжек- ционного, также с использованием ультразвука [20].
Диспергирование рабочей жидкостиВ последнее время проведены исследования, в результате которых установлено, что если в рабочей жидкости гидросистемы — масле искусственно поддерживать в мелкодисперсном состоянии механические примеси (которые не отобрали фильтры), то уменьшаются скорость ее окисления, загрязнения и срабатывание легирующих присадок. Для этого разработаны и испытаны специальные установки — диспергаторы, через которые прокачивается масло, поступающее из баков гидросистем. При этом имеющиеся в масле механические примеси, оставшиеся после фильтрации разбиваются на мельчайшие частицы и остаются в масле во взвешенном состоянии. Диспергированная рабочая жидкость возвращается в маслобак для дальнейшей работы. Диспергаторы работают без остановки насосных агрегатов.
Используются ультразвуковые диспергаторы — гидродинамические, машитострикционные и кавитирующие [20].
Эксплуатация гидроприводов на трудновоспламеняемойрабочей жидкости Промгидрол
■ Подготовка гидросистем к работе на жидкости Промгидрол. Гидросистемы, спроектированные для работы на минеральных маслах, следует конструктивно доработать в соответствии с изложенными впредыдущем разделе рекомендациями для проектирования. Выполняются все возможные конструктивные изменения и, в первую очередь, обращается внимание на правильную установку нагнетательного оборудования, герметичность гидравлической системы, обеспеченность необходимыми средствами фильтрации рабочей жидкости и средствами стабилизации температурного режима. На основе анализа условий работы гидросистемы, заданной производительности, выбирается оптимальный режим работы гидропривода при эксплуатации его на жидкости Промгидрол. Надежность нагнетательного оборудования тем выше, чем меньше рабочее давление приближается к номинальному, оговоренному нормативными документами на насос.
В гидросистемах, спроектированных с учетом возможности использования жидкости Промгидрол, конструктивная доработка не требуется. После оценки подготовленности гидросистемы к эксплуатации с использованием Промгидрола ее промывают от минерального масла и обкатывают нагнетательное оборудование.
Рекомендуется снять все крышки и люки с бака и очистить их от механических загрязнений скребком и щеткой. Использовать для очистки ветошь, концы и другие волокнистые и тканевые материалы не следует. Следует тщательно продуть бак сжатым воздухом и смазать его внутреннюю поверхность Промгидролом, после чего установить крышки, люки, все демонтированное гидрооборудование и арматуру, обеспечить герметичность соединений по стыковым поверхностям, установив резиновые прокладки, и герметичность концевых соединений трубопроводов, проверив их затяжку.
Проверить наличие в фильтре тонкой очистки фильтроэлемента.
Должны применяться стойкие в среде Промгидрола бумажные фильтроэлементы типа ФН. Если таких фильтроэлементов нет, используют обычные бумажные фильтроэлементы, дополнительно пропитанные бакелитовым лаком.
Для первого запуска гидросистемы в гидробак заливают Промгидрол в количестве, минимально необходимом для работы. Для удаления воздуха из жидкости после заливки следует дать ей отстояться 3— 4 ч. Рекомендуется перед запуском насоса вручную провернуть вал н I несколько оборотов для заполнения всасывающей полости н юос I рабочей жидкостью и удаления воздуха.
Насос запускается при минимальном давлении, разгрузка осуществляется, как правило, через предохранительный клапан. При этом необходимо прослушать шум насоса. В случае повышенного шума насос не-
ИЗ
обходимо отключить и дать дополнительное время на деаэрацию жидкости. При нормальной работе насоса через некоторое время проверить уровень жидкости в баке. В связи с тем, что часть жидкости поступит из бака в систему, при понижении уровня ниже минимального необходимо долить требуемое количество жидкости. Промывку гидросистемы следует совмещать с обкаткой насоса для образования на металлических поверхностях достаточно устойчивого, уменьшающего износ защитного слоя из присадок жидкости. Рекомендуемый режим обкатки:
1. Работа насоса при минимальном давлении в течение 1 ч с последующим ступенчатым увеличением давления на 0,5 МПа до рабочего давления с 30 мин, выдержкой на каждом режиме.
2; После 1,5—2 ч работы насоса в рабочем режиме проводится настройка рабочих режимов гвдрооборудования на холостом ходу машины. Затем в течение одной рабочей смены периодически включается гидропривод машины без нагрузки для проверки его функционировании В процессе промывки необходимо систематически следить за состоянием загрязненности фильтроэлемента, при срабатывании индикатора необходимо своевременно его заменить. По окончании промывки необходимо нагреть Промгидрол в гидросистеме до 40—45 °С, дросселируя ее через предохранительный клапан, и слить полностью в резервную емкость.
Необходимо осмотреть гидросистему. Протекающие концевые соединения и вышедшие из строя прокладки и уплотнения заменить, сведя к минимуму возможность потери жидкости по причине утечек. Следует заменить фильтроэлемент в фильтре тонкой очистки независимо от того, достигла ли его загрязненность предельного состояния или нет
После выполнения этих мероприятий необходимо заправить гидросистему свежим Промгидролом и проверить работу гидропривода. При нормальном функционировании механизмов гидропривод пригоден к дальнейшей эксплуатации.
Указания по заполнению гидросистемы жидкостью Промгидрол:
перед открытием заливной горловины тщательно очистить поверхность бака вокруг горловины;
очистить (при необходимости) сетку заливной горловины;
жидкость заливать через фильтр тонкой очистки, используя передвижные заправочные станции;
поршни цилиндров одностороннего действия должны быть полностью вдвинуты в цилиндр;
заливать жидкость до верхней метин;
избегать переполнения;
закрывать заливную горловину сразу же после заливки;
заливаемые и доливаемые количества жидкости постоянно фиксировать в рабочем журнале обслуживания для определения годового расхода;
не смешивать в гидросистеме разные рабочие жидкости;
Промгидрол, залитый в гидросистему, должен соответствовать требованиям ТУ-6-02-1140—78.
Промгидрол, использованный для промывки, после отстаивания и удаления с поверхности минерального масла может быть использован для дальнейших промывок. Для очистки этой жидкости от загрязнений при последующей заливке в гидросистему необходимо использовать рекомендованные фильтры тонкой очистки. Заправку следует проводить от насоса, при этом нижний слой жидкости высотой 50—70 мм оставлять в емкости нетронутым, как наиболее загрязненный.
Запрещается использовать одну и ту же жидкость для промывки гидросистемы более трех раз.
Эксплуатация гидросистемы на жидкости Промгидрол. Предлагаются регламентные работы по обслуживанию гидросистем — проверка:
уровня рабочей жидкости, температуры, рабочих и управляющих давлений, шумов и вибраций, фильтров (индикаторы загрязнения фильтроэлементов) — ежедневно;
креплений элементов трубопроводов и шлангов (присоединения, соединения, места трения, изгибы), защитных кожухов и сильфонов индикаторных приборов, фильтра-сапуна — еженедельно;
внешнего состояния гидросистемы (загрязнения, повреждения), контроль мощности гидроаккумулятора (предварительное давление газа) — ежемесячно;
состояния рабочей жидкости — ежеквартально;
внутреннего состояния гидросистемы (отклонения от нормального функционирования, образование ржавчины, переборка наиболее ответственных узлов) — ежегодно.
Необходим постоянный контроль уровня жидкости, так как его понижение ниже минимального уровня может привести к повышению рабочей температуры, насыщению воздухом рабочей жидкости. Уровнемеры должны содержаться в чистоте, наблюдения вестись непрерывно и недостающая жидкость должна доливаться незамедлительно.
В процессе эксплуатации температуру жидкости Промгидрол необходимо поддерживать в пределах 30—45 °С, используя теплообменники. Контроль температуры обеспечивает поддержание стабильной вязкости жидкости и обнаружение неисправностей в работе гидросистемы (например, чрезмерного износа деталей насоса, дефекта охладителя, неправильной установки клапана, повышенного дросселирования и т.п.). Необходимо систематически анализировать причины чрезмерного повышения температуры рабочей жидкости.
Пригодность рабочей жидкости к дальнейшей эксплуатации определяется предварительной визуальной оценкой ее состояния. Проба рабочей жидкости, по возможности, должна характеризовать среднее ее состояние во всем объеме. Пробы следует отбирать в чистую посуду при прогретой до рабочей температуры и работающей гидросистеме через заборный клапан на баке или в сливном трубопроводе, или же отбираться из бака сифоном, по возможности со стороны и н I высоте всасывающего патрубка насоса. Для анализа требуется прооа в 1 л, визуальным осмотром устанавливается наличие в Промщдроле посторонних примесей, в частности минерального масла, продуктов окисления, продуктов взаимодействия Промгидрола с маслом, механических загрязнений. Оцениваются прозрачность и цвет рабочей жидкости.
Лабораторный анализ проводится для определения вязкости жидкости, плотности, содержания механических примесей на соответствие этих показателей установленным нормам. Методики проведения анализа жидкости и нормы физико-химических показателей приведены в ТУ 6-02-1140—78.
С целью поддержания необходимой степени чистоты рабочей жидкости Промгидрол в гидросистеме (класс чистоты 12—13 по ГОСТ 17216—71, не более 0,01% механических примесей по массовому составу) наряду со средствами очистки, применяемыми в гидросистеме, рекомендуется периодическая ее очистка передвижными средствами, например установками типа СОГ-903А, СОГ-904Л, УМЦ-901 с центробежными очистителями.
Эти установки подключают параллельно к гидросистеме и очищают рабочую жидкость без прекращения работы.
Периодически механическим путем следует удалять с поверхности жидкости накопившийся масляный слой с продуктами его взаимодействия с Промгидролом и загрязнениями.
Особое внимание к чистоте рабочей жидкости и состоянию фильтров необходимо уделять в первые недели эксплуатации гидросистемы на Промгидроле. Филътроэлементы необходимо систематически заменять при срабатывании индикатора до наступления стабилизации чистоты жидкости на требуемом уровне.
Рекомендации по транспортировке и хранению жидкости Промгид-
рол. Ее следует хранить в бочках из алюминия, коррозионностойкой стали или полиэтилена в закрытых, чистых, сухих складских помещениях с равномерной температурой, защищенных от атмосферных осадков и солнца. При неизбежном промежуточном хранении (не более 1 мес.) на открытых промышленных площадках бочки должны быть герметично закрыты, установлены в горизонтальном положении на деревянных решетках или стеллажах и закрыты брезентом или находиться под навесом. Повреждение тары в процессе транспортировки и хранения не допускается.
В Промгидроле марки П-20М-1 при хранении допускается легкая взвесь антифрикционной присадки, а при хранении зимой в неотапливаемом помещении возможно появление осадка белого цвета.
Перед заливкой жидкости, хранившейся в неотапливаемых складах, необходимо бочки с Промгидролом выдержать 4—7 сут. при 20—30 °С.
Для растворения в жидкости осадка во время ее выдержки при 20— 30 °С необходимо периодически (не реже раза в день) перемешивать жидкость в бочках.
Хранить Промгидрол П-20М-1 следует в емкостях свыше 300 л в отапливаемом помещении при температуре не ниже 10 °С. В случае невозможности обеспечить такие условия хранения емкости с жидкостью должны быть снабжены обогревательными и перемешивающими устройствами.
Для хранения жидкости Промгидрол П-20М-2 особых условий не требуется.
Техника безопасности при работе с жидкостью Промгидрол. Жидкость пожаробезопасна и нетоксична. При попадании Промгидрола на наружные поверхности механизмов, пол, на руки, лицо и одежду жидкость смывают теплой водой.
Ремонт гидросистемы, сварку и другие работы проводят после освобождения ее от Промгидрола с последующей промывкой и просушкой.
Загущенная вазелинообразная масса, образующаяся на поверхности механизмов вследствие испарения воды из мест скопления утечек жидкости, представляет нетоксичную смесь глицерина (гликоля) и водорастворимого полимера, которая легко смывается теплой водой.
При литъе магниевых сплавов следует избегать попадания в них жидкости Промгидрол, так как она содержит значительное количество воды.
Ютава 10. Насосы и гидромоторы для работы на маслеОсновным элементом любой гидросистемы является насос, который преобразует механическую энергию, приложенную к его приводному валу, в энергию движения рабочей жидкости под давлением. В объемном насосе вытеснение жидкости под давлением из рабочих камер и заполнение ее всасывающих камер происходит в результате уменьшения и соответственно увеличения объема этих камер, герметически отделенных одна от другой [6, 7, 21].
В объемном гидроприводе используют насосы двух типов: ротационные и поршневые.
В ротационном насосе вытеснение жидкости из рабочих юмер производится в процессе вращательного или вращательно-постуиа- тельного движения элементов вытеснения с изменением объема его камер К ротационным насосам относятся шестеренные и пластинчатые насосы.
В роторно-поршневом насосе рабочие органы — плунжеры (поршни) всасывают рабочую жидкость в цилиндрические рабочие камеры и вытесняют ее под давлением в нагнетательную магистраль насоса. Насосы этого типа подразделяют на радиально-поршневые — с радиальным расположением цилиндров относительно оси вращения ротора и аксиально-поршневые насосы — с аксиальным расположением цилиндров. Последнее предпочтительнее при больших частотах вращения и малых крутящих моментов, первое — при больших
рутящих моментах и малых скоростях.
В современных гидравлических системах (высоких давлений: 16, 32 и 50 МПа) металлургических машин применяют в основном ро- торно-поршневые насосы.
10; 1. Шестеренные насосыКонструкция этих насосов (рис. 10.1) наиболее проста и потому с,т” надежны, долговечны, кроме того, отличаются малыми размерами и металлоемкостью, компактностью. Элементами вытеснения в них явл потея зубья шестерен, находящиеся в зацеплении. Наиболее распространены насосы с цилиндрическими зубчатыми шестернями внешнего зацепления, помещенными в плотно охватывающий их корпус имеющий каналы в местах входа зубьев шестерен в зацепление — нагнетательный и выхода из него — всасывающий.
При вращении шестерен 1 и 4 (рис. 10.1, а) рабочая жидкость из бака всасывается в камеру 5 корпуса 3, где зубья выходят из зацепления, захватывают жидкость и далее во впадинах между зубьями она переносится в нагнетательную камеру 2, где вытесняется зубьями, входящими в зацепление, в напорную магистраль под давлением.
Максимальные давление, развиваемое шестеренными насосами, 20 МПа, подача — 250-5-300 л/мин. Отечественной промышленностью выпускаются шестеренные насосы типа Г11-2 и НШ [22].
Шестеренные насосы с внутренним зацеплением (рис. 10.1, б) сложнее в изготовлении, однако отличаются большей подачей при тех же габаритах. В корпусе установлена кольцевая шестерня 7 внутреннего зацепления, в зацеплении с которой находится шестерня 8, вращающаяся в направлении стрелки. В том же направлении вращается связанная с ней кольцевая шестерня. При вращении раскрываются впадины между зубьями. В полости 9 возникает разрежение и туда поступает жидкость из бака. Затем, заполняя камеры между зубьями, жидкость переносится к полости нагнетания 11. На стороне нагнетания зубья снова вступают в зацепление, выталкивая жидкость из промежутков в нагнетательную магистраль. В полости 9 имеется также серповидный разделитель 10 камер зубьев шестерен.
В насосе Г11-2 (рис. 10.1, в) [23] в расточках корпуса 22 размещены две зубчатые шестерни 21, 24 и подшипники скольжения 20 в виде четырех монолитных втулок. Шестерни с помощью шпонок связаны с ведущим 18 и ведомым 17 валами. Корпус с обеих сторон закрыт крышками 23 и 19. В последней установлено манжетное уплотнение для предотвращения утечек рабочей жидкости по валу.
В шестеренных насосах, предназначенных для работы на высоких давлениях, применяют устройства для автоматического уплотнения шестерен по их торцам. Для этой цели служат две плавающие втулки, которые давлением жидкости прижимаются к торцевым поверхностям шестерен. Плавающие втулки рассчитываются на усилие, обеспечивающее надежное уплотнение. Такую конструкцию имеет насос НШ (рис. 10.1, г). Плавающие втулки 13 и 16поджимаются к шестерням 14 и 15 давлением жидкости, подводимой по каналу из камеры нагнетания. Часть площади торцевой поверхности втулок 15 и 16, на которую действует жидкость, изолирована от рабочего давления с помощью резинового уплотнительного кольца 12 и канала, соединенного с камерой всасывания. Величину и раст IV,^ение изолируемой
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image65.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 10.1. Шестеренные насосы: схемы действия с наружным (а) и с внутренним (б) зацеплением шестерен; насосы Г11-2 (в) и НШ (г) (1—24 см. текст)
поверхности плавающих втулок подбирают для максимальной равномерности распределения удельной нагрузки.
Пластинчатые насосыПластинчатый насос — ротационный насос, в котором элементы вытеснения выполнены в виде пластин (лопастей), а вытесняемые объемы ограничиваются двумя соседними пластинами и поверхностями статора и ротора.
В нерегулируемых насосах типа Г12-2М (рис. 10.2, а) [21—23] в корпусе 4 и крышке 1 установлен рабочий комплект, состоящий из ста-
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image66.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 10.2. Пластинчатые насосы:
а — нерегулируемые Г12-2М и Г12-ЗМ; б — регулируемый Г12- 5 (1—31 см. текст)
тора 2, ротора 3 с двенадцатью пластинами 12, плоского диска 20 и диска 5 с шейкой. Рабочий комплект скреплен двумя винтами 16. Ротор посажен на шлицы вала 11, свободно вращающегося в шарикоподшипниках. Плоский диск имеет два окна 19 дм всасывания рабочей жидкости. Для двустороннего всасывания в статоре выполнены отверстия 15, а в диске с шейкой — глухие окна всасывания 14. Диск с шейкой имеет два окна 13 для нагнетания рабочей жидкости и отверстия 6, через которые подводится рабочая жидкость под пластины для прижима их к внутренней поверхности статора.
Насос работает следующим образом. При вращении вала с ротором пластины (в момент пуска под действием центробежной силы, а в дальнейшем и давления рабочей жидкости) прижаты к внутренней поверхности статора и перемещаются в пазах ротора в соответствии с профилем кривой стороны. При этом объем камеры между пластинами увеличивается во время соединения ее с окнами всасывания в дисках и заполняется рабочей жидкостью. При соединении с окнами нагнетания объем камеры уменьшается и жидкость вытесняется через окна нагнетания. В начале работы комплект прижимается к крышке пружинами 7, а в процессе работы — и давлением рабочей жидкости.
За один оборот ротора происходят два цикла: всасывания и нагнетания. Благодаря диаметрально противоположному расположению камер нагнетания нагрузка на ротор от д нвления рабочей жидкости уравновешивается, и вал насоса передает только крутящий момент.
Отвод утечек жидкости — через канал А в крышке во всасывающую полость. Наружные утечки по валу предотвращены установкой двух манжет 10 во фланце 9, а по разъему крышки с корпусом — резиновым кольцом 18.
Уплотнение: по шейке диска 5—резиновым кольцом 8, между корпусом и фланцем — резиновым кольцом 17.
Двухпоточные пластинчатые насосы состоят из двух однопоточных насосов, объединенных в одном корпусе с общим всасывающим отверстием. Нагнетание от каждого насоса выводится отдельно.
Отличительной особенностью конструкции пластинчатых регулируемых насосов [23, 24], например, типа Г12-5 (рис. 10.2, б), является подвижное в поперечном направлении (относител ьно оси приводного вала) статорное кол ьцо 23, которое опирается на упор 22 с одной стороны в поджимается с другой пружиной 27 регулятора.
В процессе работы насоса статорное кольцо 23, опирающееся на неподвижную 31 и подвижную 24 опоры, может перемещаться в поперечном направлении, изменяя эксцентриситет относительно ротора 21. Это обеспечивается за счет взаимодействия усилий от давления: масла на внутреннюю поверхность статора и развиваемого регулятором. Регулятор давления состоит из корпуса 25, толкателя 26, силовой пружины 27, подпятника 28, регулировочного винта 29и гайки 30. Наибольшая величина эксцентриситета ограничивается регулируемым упором 22.
При увеличении давления нагнетания подача насоса постепенно уменьшается на величину утечек, увеличивающихся от давления, и по достижении давлением нагнетания величины настройки пружины 27 регулятора последняя начинает сжиматься, а эксцентриситет
и,следовательно, подача интенсивно уменьшаются. С ростом давления нагнетания подача насоса падает практически до нуля. Изменение характера зависимости подачи насоса от давления нагнетания можно регулировать упором 22 ограничения эксцентриситета или силовой пружины 27. Аналогичны по принципу действия и конструкции регулируемых пластинчатых отечественных насосов типа НПР, насосов серии Р¥ фирмы «Рексрот» (Германия) и других зарубежных фирм.
Аксиально-поршневые насосыАксиально-поршневой нерегулируемый насос типа НА (НС) [21, 24] состоит из стального корпуса 2 (рис. 10.3), в котором запрессованы втулки — цилиндры для поршней 11. В корпусе насоса размещены нагнетательные клапаны (по одному на каждую пару поршней),
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image67.png" \* MERGEFORMATINET
состоящие из седла 12, пружины 15, шарика 16, корпуса 13 и гайки 14. К корпусу болтами крепятся передняя 1 и задняя 7 крышки. В крьшшах расположены подпятники 9, в передней крышке 1 расположены кольцо 17, манжеты уплотнения 18 вала и всасывающий штуцер 20. Кольцо 17 служит для удобства демонтажа манжеты. С целью разгрузки подшипников 9 от осевых усилий, возникающих при работе нагнетающих поршней, на валу 5 установлено резервное кольцо
которые замыкают осевые усилия на валу и препятствуют перемещению наклонных дисков 8 и 19 вдоль оси вала. Кольца /0 фиксируются внутренней обоймой подшипника 9. Для обеспечения постоянного контакта поршней с наклонными дисками служат прижимные диски 6, воздействующие на подпятники поршней и опирающиеся через сферическую опору на стакан 4, постоянно поджатые пружиной 3. Подпятники поршней соединяются с поршнями посредством сферического шарнира и представляют собой неразъемное соединение. Для уменьшения удельного давления поршней на наклонные диски подпятники имеют гидростатическую разгрузку. На рабочей поверхности наклонных дисков выполнены сквозные щели в форме полуокружности (полумесяца) с центром, приблизительно совпадающим с осью вращения диска, а поршни и подпятники имеют центральные отверстия большего диаметра.
Насос работает следующим образом. При вращении вала поршни совершают возвратно-поступательные движения, осуществляя при расхождении такт всасывания, а при схождении — нагнетания. Всасывание масла происходит через штуцер 20 и картер насоса, сквозные щели и центральные отверстия в подпятниках и поршнях; нагнетание— через клапаны нагнетания. Через центральные отверстия в подпятнике и поршне подводится также масло для гидростатической разгрузки этого узла в момент нагнетания рабочей жидкости.
Аксиально-поршневой насос типа НА [24] состоит из качающегося узла и узла регулирования подачи (рис. 10.4). В передней части корпуса 7 насоса установлен роликовый подшипник 6, являющийся радиальной опорой ротора 10и воспринимающий нагрузки, которые возникают в месте контакта поршней 9 с упорным диском 5.
При вращении ротора помещенные в нем поршни совершают возвратно-поступательное движение, производя всасывание и нагнетание рабочей жидкости. Передача усилий от упорного диска к поршням осуществляется бронзовыми подпятниками, которые гидростатически разгружены за счет подвода рабочей жидкости под дав-
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image68.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 10.4. Аксиально-поршневой регулируемый насос типа НА (1-18 см. текст)
лением к их опорной поверхности. Поджим поршней с подпятниками к упорному диску обеспечивается пружиной 8, воздействующей на подпятники через прижимной диск, опирающийся на сферический шарнир 2. Жидкость подводится к рабочим камерам ротора и отводится от них через распределительный диск /7 и корпус, к которому присоединяются трубопроводы, связывающие насос с гидросистемой. Приводной вал установлен на подшипниках качения 1 и связан с ротором при помощи эвольвентного шлицевого соединения, обеспечивающего определенную подвижность ротора, необходимую для равномерного прилегания его торцевой поверхности к распределительному диску. Подпорный клапан 14 в сочетании с всасывающим клапаном 13 обеспечивает возможность работы насоса в закрытой и полуоткрытой схемах. У реверсивных, по направлению потока, насосов в задней части корпуса размещены два управляемых клапана 12, которые обеспечивают всасывание и нагнетание рабочей жидкости в соответствующие полости при работе насоса в реверсивном режиме.
Описанная выше конструкция насоса является базовой для нескольких модификаций насосов, отличающихся только системами регулирования подачи. В зависимости от системы регулирования им присвоен соответствующий индекс НАР, НАС, НА4М и НАД.
При любой системе управления для изменения величины подачи насоса необходимо изменить угол наклона шайбы 3. Для этого в ней имеется палец 15, находящийся в зацеплении с зубом 16 подвижного поршня 17 гидроусилителя, который может перемещаться в цилиндрических расточках крышки 4 вертикально вверх или вниз, либо при помощи винтового механизма с ручным приводом, установленного на крышке насоса (насос типа НАР), либо при подаче давления жидкости в полости А и Б гидроусилителя через следящий золотник 18, установленный в теле поршня. Приводной шток следящего золотника выведен наружу через крышку (насос типа НАС) [25]. Перемещаясь, подвижный поршень гидроусилителя при помощи зуба через палец поворачивает наклонную шайбу.
Насос НАС, оснащенный следящим механизмом управления подачей, предназначен для плавного изменения подачи жидкости во всем диапазоне значений от нуля до номинального в любой из полостей насоса при работе под нагрузкой и вхолостую, а также для изменения направления потока (рис. 10.5).
Механизм размещен в передней крышке насоса. Основные его элементы — гидроусилитель 1, следящий золотник 2 со штоком 9. В передней крышке насоса установлены три обратных клапана 10, два из них обеспечивают подвод рабочей жидкости к гидроусилителю от полостей высокого давления, а третий — от вспомогательного насоса 11.
При смещении следящего золотника в ту или иную сторону от нейтрального положения жидкость через соответствующие отверстия подается в поршневую полость (соответствует полости А на рис 10 4) гидроусилителя или отводится из нее в корпус насоса. Штоковая полость (соответствует полости Б на рис. 10.4) гидроусилителя постепенно сообщается с выходной магистралью. За счет указанного смещения следящего золтника происходит перемещение поршня гидроусилителя в ту или иную сторону, до тех пор, пока рассогласование в положении золотника и поршня гидроусилителя не будет ликвидировано. При непрерывном перемещении золотника поршень гидроусилителя, а следовательно, и связанная с ним наклонная шайба будут отслеживать его положение, обеспечивая соответствующее изменение подачи насоса.
Способ воздействия на приводной шток следящего золотника определяется заказчиком в каждом конкретном случае использования этого механизма.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image69.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 10.5. Гидравлическая схема насоса типа НАС с электрогидравлическим приводом механизма управления (1—11 см. текст)
В насосе типа НА-4М привод золотника соединен с электрогид- равлическим механизмом управления подачей, гидравлическая схема которого представлена на рис. 10.5.
Электрогид- равлический механизм управления предназначен для дистанционного ступенчатого регулирования подачи насоса и изменения направления потока рабочей жидкости в любой из полостей насоса при работе под нагрузкой и вхолостую.
В расточках корпуса расположены плунжеры 4, воздействующие на рычаг 3, связанный со штоком 9 следящего золотника 2 насоса. Масло под каждый плунжер подается от вспомогательного насоса 11 через два распределителя 5 и 7с электромагнитным управлением. В том же корпусе расположены два плунжера 6 одинакового диаметра, предназначенного для установки рычага в положение нулевой подачи.
При включенных электромагнитах масло подается под соответствующий плунжер, который, воздействуя на рычаг 3, поворачивает его и перемещает связанный с ним шток гидроусилителя 9 на величину, определяемую настройкой установочных винтов 8. Далее перемещается следящий золотник и вступает в работу гидроусилитель, как описано выше.
Механизм обеспечивает возможность получения четырех дискретных подач в рабочем цикле насоса: по две на каждой из полостей или одну подачу на одной полости и три на другой, а также нулевую подачу при обесточенных электромагнитах. Величины подач определяются соответствующей настройкой установочных винтов и выбираются потребителем.
Аксиально-поршневой насос типа НАД 1 [24] оснащен механизмом регулирования давления (рис. 10.6, а), предназначенным для регулирования подачи таким образом, чтобы поддерживать постоянной заданную величину давления в выходной магистрали насоса, которая может быть установлена в диапазоне 5—20 МПа в зависимости от настройки регулятора.
Механизм состоит из распределителя 1 и исполнительного механизма 3, которые смонтированы в отдельном блоке и крепятся к передней крышке насоса. Под один из торцев золотника распределителя подводится масло из линии нагнетания, а на второй торец воздействует пружина, усилие которой регулируется винтом. В качестве исполнительного механизма 3 используется гидроусилитель насоса, одна полость которого через управляющий золотник соединяется со сливом или полостью нагнетания насоса 4, а во второй находится возвратная пружина 2, которая устанавливает исполнительный механизм в положение максимальной подачи.
При достижении под торцем управляющего золотника давления, создающего усилие большее, чем усилие пружины, золотник смеща-
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image70.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 10.6. Схемы регуляторов давления (а) и мощности (б) насоса типа НАД (I—7 см. текст)
ется и соединяет управляемую полость исполнительного механизма с линией нагнетания. Вследствие этого гидроцилиндр перемещается вправо в новое положение, соответствующее меньшей подаче. При уменьшении давления в линии нагнетания пружина управляющего золотника переместит его влево в положение, при котором управляемая полость гидроцилиндра соединится со сливной магистралью, а поршень гидроцилиндра переместится влево и станет в положение большей подачи, необходимой для поддержания величины настроечного давления. Настройка величины давления осуществляется изменением усилия на пружине управляющего золотника. При изменении давления в выходной магистрали насоса от нуля до величины, определяемой настройкой пружины золотника, насос работает без изменения подачи.
Аксиально-поршневой насос типа НАД оснащен механизмом регулирования мощности (рис. 10.6, б), предназначенным для автоматического изменения подачи насос в зависимости от изменения давления в линии нагнетания при сохранении постоянного значения выходной гидравлической мощности насоса (pQ = const), которая может составлять 30—80% от номинальной мощности.
Механизм регулирования мощности включает все элементы следящего механизма управления насоса типа НА, взаимодействующие с задающей частью регулятора мощности. Масло из полости нагнетания насоса 4 подводится в штоковую полость гидроусилителя 3 и к гидроприводу 5 штока следящего золотника 6. Шток имеет несколько больший диаметр, чем следящий золотник, поэтому на шток все гда действует усилие, пропорциональное давлению нагнетания До начала регулирования усилие, действующее на золотник со с тороны гидропривода, не может превзойти усилия пружин 7, при дальнейшем увеличении давления золотник начинает перемещаться, сжимая пружины. Характеристики пружин выбраны таким образом, что перемещение штока, а следовательно, и следящего золотника обеспечивает изменение подачи насоса по закону, близкому к линейному. Винты настройки пружин позволяют изменить величину стабилизируемой мощности насоса.
Аксиально-поршневые насосы типа Г13-3 [26] изготавливают с ручным или гидравлическим механизмом управления подачей.
Ручной механизм предназначен для настройки требуемой величины подачи, которая остается неизменной в течение всего рабочего цикла машины; электрогидравлический механизм — для ступенча-
того изменения подачи, развиваемой насосом, от электрического сигнала в течение каждого рабочего цикла машины.
В аксиально-поршневом насосе типа Г13-3 (рис. 10.7) в передней части промежуточного корпуса 7 насоса установлен роликовый подшипник 6, являющийся радиальной опорой ротора 10 и воспринимающий нагрузки, возникающие в месте контакта поршней 9 с опорным диском 5. При вращении ротора помещенные в нем поршни совершают возвратно-поступательное движение, производя всасывание и нагнетание рабочей жидкости. Передача усилий от опорного диска к поршням осуществляются бронзовыми подпятниками, гидростатически разгруженными за счет подвода рабочей жидкости под давлением к их опорной поверхности. Поджим поршней с подпятниками к опорному диску обеспечивается пружинами 8, воздействующими на подпятники через прижимной диск, опирающийся на шаровую втулку 2, Жидкость подводится к рабочим камерам ротора и отводится от них через распределительный диск 11 и задний корпус 12,
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image71.png" \* MERGEFORMATINET
к которому присоединены трубопроводы, связывающие насос с гидросистемой. Приводной вал установлен на подшипниках качения 1 и сопрягается с ротором при помощи шлицевого соединения, обеспечивающего определенную подвижность ротора, необходимую для равномерного прилегания его торцевой поверхности к распределительному диску.
Подача насоса регулируется изменением углового положения траверсы 3 с установленным на ней опорным диском механизма управления.
Для реверсирования потока насосов 2Г13-36А, Г13-36А, 2Г13-35А в заднем корпусе размещен реверсивный золотник 13, который обеспечивает всасывание и нагнетание рабочей жидкости в соответствующие полости при работе насоса в реверсивном режиме. Всасывающий клапан 14 позволяет работать насосу по замкнутому циклу. Для отвода утечек из насоса в переднем корпусе 4 имеется отверстие с конической резьбой.
Предусмотрено исполнение насосов со встроенными вспомогательными насосами пластинчатого типа — одинарными и сдвоенными. Вспомогательные насосы обеспечивают работу механизмов управления основного насоса в реверсивном режиме и могут использоваться для питания вспомогательных цепей и цепей управления в гидросистемах приводов машин.
Гамму .насосов аксиально-поршневых регулируемых типа НА-74 [24, 25] составляет ряд типоразмеров, отличающихся рабочими объемами с различными модификациями управления.
В аксиальных расточках корпуса 1 (рис. 10.8) оппозитно размещены поршни 2 с возможностью возвратно-поступательного движения и вращения вокруг своей оси. Поршни взаимодействуют с наклонными дисками 9, жестко соединенными с приводным валом 10, и образуют в корпусе рабочие камеры. Кинематическая связь поршня 2 с наклонным диском 9 осуществляется через подпятники 8. Подпятники прижимаются к наклонным дискам дополнительными дисками 7, которые закрепляются на наклонных дисках.
Рабочая камера сообщена с коллектором нагнетания через нагнетательный клапан 5 и с коллектором всасывания через всасывающий клапан 4, всасывающие клапаны взаимодействуют с поршнями 3. Последние установлены в радиальных расточках корпуса соосно с всасывающими клапанами. Расточки, в которых размещены поршни, сообщаются каналом с профилированной поверхностью распре-
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image72.png" \* MERGEFORMATINET
текст)
делительной втулки 6, уел ановленной на приводном валу 10 с возможностью осевого перемещения и связанной с ним пальцем 11 для совместного вращения.
На наружной поверхности распределительной втулки имеются углубления, ограниченные перемычками, образующими отдельные зоны. Одна из зон постоянно сообщается со сливом, а другая — с каналом подвода управляющего давления. Это давление передается через канал к поршням 3, последний открывает и удерживает всасывающий клапан 4 открытым. Время, в течение которого всасывающий клапан открыт, определяется осевым положением распределительной втулки 6, перемещение которой осуществляется тягой 12. Тяга одним концом соединена через палец 11с распределительной втулкой 6, а вторым концом связана с механизмом изменения подачи, который осуществляет осевое перемещение тяги и фиксацию ее в заданном положении.
При полной подаче насоса принудительное открытие всасывающих клапанов 4 происходит в момент, когда поршни 2 начинают такт всасывания. Закрытие происходит в момент начала такта нагнетания, когда поршни 2 начинают вытеснять рабочую жидкость через нагнетательный клапан 5 в нагнетательный коллектор. В зависимости от осевого положения распределительной втулки 6 относительно поршней 3 всасывающий клапан может удерживаться в открытом положении на любой части хода нагнетания. На этом принципе и построена регулировка подачи.
В зависимости от исполнения на насосе устанавливается один из механизмов изменения подачи: ручной, следящий, электрогидрвли- ческий на четыре уровня подачи, регулятор мощности.
Регулируемые аксиально-поршневые насосы типа РНАМ [25] серийно выпускаемые по лицензии фирмы «Рексрот», обеспечивают постоянство выходной мощности при нагнетании в гидросистему рабочей жидкости под давлением до 32 МПа.
При вращении вала 2 (рис. 10.9), неподвижно соединенного с блоком цилиндров 6, плунжеры 7 насоса совершают возвратно-поступательное движение, осуществляя таким образом всасывание и
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image73.png" \* MERGEFORMATINET
текст)
нагнетание рабочей жидкости [25]. Контакт между плунжерами и шайбой скольжения 9 выполнен при помощи завальцованных на сферических головках плунжеров башмаков 10, разгрузка которых осуществляется подводом рабочей жидкости под давлением к их опорной поверхности. Разгоняя и прижимая шайбы (на рис. 10.9 не показаны), осуществляют постоянный поджим плунжеров с башмаками к шайбе скольжения 9. Со стороны фланцевого корпуса 1 блок цилиндров через втулку 5 с буртом и основание 4 блока цилиндров соединены с распределителем 3. Рабочая жидкость подводится к торцу блока цилиндров и отводится от него через распределитель и фланцевый корпус, к которому крепятся фланцы для соединения насоса с гидросистемой.
Изменение подачи насоса осуществляется поворотом качающегося корпуса 8 при помощи управляющего гидроцилиндра 13, в котором подвижный поршень 12 шарнирно, тягой 11, соединен качающимся корпусом 8. Поршень в левом крайнем положении удерживается при помощи пружины 14.
В насосах типа РНАМ 32/320, РНАМ 64/320, РНАМ 125/320 и РНАМ 250/320 используется регулятор, представленный на рис. 10.10, а. Масло из полости нагнетания насоса поступает в штоковую полость управляющего цилиндра и под торец золотника. До начала регулирования золотник уравновешивается пружиной. В зоне регулирования при изменении давления в гидросистеме золотник перемещается и соединяет поршневую полость со сливом при увеличении давления и с нагнетательной магистралью при уменьшении давления. Поршень управляющего цилиндра перемещается и, поворачивая качающий корпус насоса, изменяет расход. Со штоком поршня связан кулачок, который, поворачиваясь при движении поршня, перекрывает канал золотника, и поршень останавливается. При этом обеспечивается подача жидкости насосом, соответствующая заданной мощности. К насосу придается набор кулачков, профиль которых соответствует разным законам регулирования. Кроме того, режим регулирования настраивается при помощи пружин золотника.
На насосе типа РНАМ 90/320 устанавливается регулятор мощности, гидравлическая схема которого представлена на рис. 10.10, б. До начала регулирования регулирующий поршень уравновешивается пружиной. При увеличении давления регулирующий поршень движется влево и посредством штока, соединенного тягой с золотником, перемещает золотник. При этом поршневая полость управляющего
цилиндра сообщается со сливом и поршень цилиндра под действием жидкости в штоковой полости перемещается вправо. При этом шток поршня, соединенный с тягой, устанавливает золотник в нейтральное положение, и поршень останавливается. При уменьшении давления пружина гидроцилиндра перемещает поршень со штоком вправо, последний посредством тяги перемещает золотник и сообщает поршневую полость управляющего цилиндра с нагнетательной магистралью и последний перемещается влево. При этом шток при помощи тяги также постепенно ставит золотник в нейтральное поло-
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image74.png" \* MERGEFORMATINET
Рйс. 10.10. Гидравлические схемы насосов:
а - РНАМ 32/320, РНАМ 64/320, РНАМ125/320, РНАМ 250/320; б-РНАМ 90/320; в - РНА4М (1-11 см. текст)
жение. При движении поршня происходит поворот качающегося корпуса насоса и обеспечивается подача жидкости насосом, соответствующая заданной мощности.
Насос аксиально-поршневой регулируемый типа РНАМ4М имеет такую же базовую конструкцию, как и насос типа РНАМ, он предназначен для использования в гидросистемах, где требуется ступенчатое изменение подачи. Поэтому вместо управляющего гидроцилиндра на корпусе в верхней части устанавливается привод качающегося корпуса и регулятор (рис. 10.10, в). Механизм состоит из двух управляющих цилиндров 5, 7 четырех управляющих поршней 4, 6, 8, 9 установочных шпинделей 3, 10 и гидрораспределителей 1, 2 с электромагнитным управлением. Рабочая жидкость для работы механизма подводится от вспомогательного насоса 11.
Механизм обеспечивает возможность получения четырех подач: нулевую, максимальную и две промежуточные регулируемые. При переключении распределителей рабочая жидкость поступает в соответствующие управляющие цилиндры. Под действием давления управляющие поршни, перемещаясь, устанавливают качающийся корпус насоса в положение заданной подачи. Настройка промежуточных подач осуществляется установочными шпинделями 3 и 10.
Радиально-поршневые насосыВ насосах этого типа поршни приводятся эксцентриковым валом. Промышленность выпускает насосы типа Н-400Е и Н-401Е с одним рядом поршней, а насос Н-403Е — с двумя. В остальном конструкции насосов идентичны. При двухрядной системе поршни расположены в горизонтальной плоскости, и каждый из эксцентриков вала приводит в действие одну пару поршней, расположенных один против другого.
Конструкция однорядного насоса представлена на рис. 10.11 [24]. Чугунный корпус 1 вместе с крышками 7 и 9 образует картер насоса, который заполняется маслом, из бака под напором. В корпусе выполнены взаимно перпендикулярные расточки под опорные подшипники 6 эксцентрикового вала 8 и полые поршни 3, в каждый из которых встроены всасывающий клапан 5 и пружина 2. Поршень имеет коническую расточку, которая является седлом всасывающего клапана. На всасывающий клапан 5 и поршень 3 через шайбу 4 действует пружина, постоянно прижимающая клапан 5 к обойме 10. Перпендикуляр-
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image75.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 10.11. Радиально-поршневой насос однорядный типа Н-400Е (7—/7 см. текст)
но к поршням 3 размещены нагнетательные клапаны (на рис. 10.11 не показаны), состоящие из седла, шарика и пружины. Камеры нагнетательных клапанов соединены. В опорных подшипниках вращается приводной эксцентриковый вал с обоймами 10, насаженными на него через ролики 11.
Насос работает следующим образом. Масло под напором из бака поступает в картер насоса, в котором вращается вал 8 с тремя эксцентриками, смещенными один относительно другого на 120°. При переходе из нижнего положения в верхнее пружина, прижимающая всасывающий клапан к обойме, выдвигает его из поршня 3 до упора шайбы 4 в кольцевой выступ поршня. При этом между клапаном и конусной поверхностью поршня образуется кольцевой зазор, через
который масло из картера поступает в камеру поршня. При дальнейшем движении эксцентрика пружина одновременно выдвигает клапан и поршень — происходит процесс всасывания. При изменении знака эксцентриситета эксцентрик переходит из крайнего верхнего положения в нижнее. Всасывающий клапан под действием обоймы, преодолевая сопротивление пружины, садится на седло и закрывает вход в камеру, а затем движется совместно с поршнем и происходит нагнетание. При этом открывается шарик нагнетательного клапана и масло по сверленому каналу отводится в гидросистему
Радиально-поршневые насосы нерегулируемые типа НР-Ф состоят из радиально-поршневого насоса высокого давления с клапанным распределением и встроенного насоса подпитки. Конструкция насоса представлена на рис. 10.12 [27].
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image76.png" \* MERGEFORMATINET
В расточках корпуса 1 на подшипниках качения установлен эксцентриковый вал 4, на эксцентрической части которого на подшипниках качения 5 установлена цилиндрическая обойма 3. На гранях корпуса насоса расположены клапанно-поршневые блоки 13 с поршнями 14, которые через подпятник 2 взаимодействуют с шайбой. В корпусе насоса посредством тангенциальных сверлений выполнены всасывающий 9 и нагнетательный 7 коллекторы. Нагнетательный коллектор имеет выход в гидросистему через штуцер 6.
Для обеспечения надежного всасывания основного насоса применен вспомогательный насос 12, закрепленный на корпусе основного насоса через переходник 10. Привод вспомогательного насоса осуществляется от вала основного насоса через муфту 11. На переходнике 10 установлен предохранительный клапан, предназначенный для настройки давления подпитки. Жидкость из предохранительного клапана поступает в корпус насоса и далее через дренажное отверстие 8 в расходный бак. Расположение клапанно-поршневой группы в отдельном съемном корпусе обеспечивает простоту ее замены и ремонта.
При вращении эксцентрикового вала насоса масло из расходного бака всасывается и через отверстия в переходнике и всасывающий коллектор поступает к всасывающим клапанам в клапанно-поршневой блок. При ходе поршней на всасывание клапаны открываются, и масло поступает в поршневое пространство. При ходе нагнетания всасывающие клапаны закрываются, и масло через штуцер отводится в гидросистему.
Радиально-поршневые нерегулируемые насосы типа Н 518 и НР 1250 [24] работают следующим образом. От постороннего источника (чаще всего - центробежного насоса) масло подводится в полость Г задней опоры 11 (рис. 10.13). При вращении вала 2 поршни <?под действием пружины 9, опираясь через подпятники на подшипники 5, выполняют всасывание, освобождая подпоршневое пространство Б. При этом из полости Г, открывая всасывающий клапан 10, масло поступает в пространство Б. В начале хода нагнетания поршни 8 начинают двигаться внутрь пространства Б. Клапан /0 закрывается, а масло под давлением вытесняется через нагнетательный клапан 6 в коллектор А, откуда через выходное отверстие подается в гидросистему. Для повышения надежности работы насоса его внутренние полости смазываются и охлаждаются маслом, поступающим от основного потока через дроссельное отверстие В. Отвод этого масла осуществляется через специальное сверление Д в корпусе 1.
78 9 в1011
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image77.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 10.13. Нерегулируемый радиально-поршневой насос типа Н 518 (1—11, А—Д см. текст)
Эксцентрики попарно (два крайних и два средних) смещены один относительно другого на 180°. На каждый эксцентрик вала насажен роликовый подшипник 5. Поршни разделены на двадцать групп, по две в каждой. Для каждой группы один всасывающий I лтптн 10и один нагнетательный 6.
К корпусу насоса крепятся опоры 7 ж 11, служащие для установки насоса. Задняя опора имеет фланцевое присоединение для всасывающей трубы. В крышке 3 находится манжетное уплотнение 4, служащее для предотвращения наружной течи рабочей жидкости по валу насоса.
Радиально-поршневые насосы нерегулируемые типа НР (рис. 10.14) [27] содержат трехэксцентриковый полый вал 1, три ряда радиально расположенных поршней, состоящих из телескопически соединенных втулок 8и собственно поршней 4, опирающихся на эксцентрик через подпятник 10, сферические опоры поршней 7, служащие одновременно корпусами клапанов 6 нагнетания, передний и заднийфланцы 13 с помещенными в них подшипниками вала 11.
Число поршней в ряду шесть, смещение рядов по фазе 120°. Введение втулок в такте всасывания осуществляется с помощью колец 12, охватывающих группу связанных с втулками подпятников и удерживающих их постоянно в контакте (или в пределах допустимого зазора) с поверхностью экс- Рис- Ю-14. Нерегулируемый радиально-поршневой центрика приводно- насос типа НР (1— 25 см. текст) го вала. Назначение
шайбы 5 — удержание поршня в контакте со сферической опорой в такте всасывания при повышенном трении в поршнях. Назначение замков 2 и пружинных колец 3 — фиксация колец 12 от осевого смещения.
Дополнительно для замыкания сферической опоры при нормальном трении (низкая вязкость жидкости) установлена пружина 9. Всасывание рабочей жидкости происходит через полый вал, паз на рабочей поверхности эксцентрика и далее через центральное отверстие во втулке 8 в рабочую камеру насоса; нагнетание — через клапан 6 в коллектор нагнетания 15, выполненный в корпусе насоса 14. Сферическая опора поршня и подпятник имеют системы гидравлического уравновешивания усилий, действующих в этих узлах.
Конструкция радиально-поршневого насоса на 50 МПа типа НР представлена на рис. 10.15 [27, 28]. Приводной эксцентриковый вал
насоса типа НР опирается на два подшипника, установленные в расточках корпуса 2. На эксцентриковую часть вала опирается два ряда поршневых втулок 18 (по пять в каждом ряду). В поршневые втулки вставлены поршни 19, сферические головки которых упираются в соответствующие сферические поверхности корпусов 5 кла-
1? 3 456 7 8 3 10
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image79.png" \* MERGEFORMATINET
21 20 19 №
Рис. 10.15. Радиально-поршневой насос типа НР на 50 МПа (1—21 см. текст)
панов. Поршни к корпусам клапанов и поршневые втулки к эксцентрику вала прижимают и ведут пружины ведения 21 чср_з шайбы 20. В аксиальных цилиндрических расточках корпуса встроены нагнетательные клапаны 4, подпружиненные пружинами 3. В седлах клапанов 7, поджатых пробками 8, расположены сливные клапаны 6, подпружиненные пружинами 9 и соединенные с крышкой
втулками 10. В аксиальной цилиндрической расточке крышки расположена распределительная втулка 13, связанная тягой 14 и пальцами 15 с валом 1 для совместного вращения. Распределительная втулка поджата пружиной 12 через тягу и шарик 16 к штоку 17 механизма изменения подачи. Шток определяет осевое положение распределительной втулки.
При всасывании рабочая жидкость поступает из картера насоса через пазы на валу и через центральное отверстие в поршневой втулке в рабочую камеру. При нагнетании центральное отверстие в поршневой втулке перекрывается, рабочая жидкость по каналам в поршне и в корпусе клапана через нагнетательный клапан поступает в коллектор нагнетания, образованный каналами, соединяющими полости.
Регулирование подачи построено на сливе жидкости из рабочей камеры на части нагнетательного хода (разное регулирование). Когда сливной клапан открыт, рабочая жидкость сливается через сливной клапан, втулку, управляющие каналы А в крышке із картер насоса. На части нагнетательного хода, определенной аксиальным положением распределительной втулки, управляющие каналы Л перекрываются распределительной втулкой. В подпоршневой полости и следующих за ней каналах повышается давление, которое действует на неуравновешенную площадь сливного клапана и, преодолевая усилие пружины 9, закрывает его. После закрытия сливного клапана на оставшейся части нагнетательного хода рабочая жидкость поступает через нагнетательный клапан в коллектор. Таким образом, подача регулируется от максимальной (управляющие каналы ^4 закрыты распределительной втулкой на протяжении всего хода нагнетания) до «нуля» (управляющие каналы Л открыты на протяжении всего хода нагнетания).
ГвдромоторыГидромотор преобразует энергию потока жидкости в механическую энергию вращательного движения вала.
По принципу действия большинство объемных роторных насосов и гидромоторов являются обратными машинами, т.е. в качестве насосов и моторов могут применяться одни и те же агрегаты.
Аксиально-поршневые насосы-моторы типа РМНА. При работе на- соса-мотора типа РМНА [25] (рис. 10.16) в режиме шдромотора нагнетаемая рабочая жидкость через полость фланцевого корпуса 1, кольцевые пазы распределительного диска 2 и основание блоков цилиндров 3, втулки 9 поступает в рабочие камеры блока цилиндров 4. Аксиальные силы от поршней 8 передаются через гидростатические разгруженные подпятники 5 и шайбу скольжения 6 на корпус 7 с наклонной плоскостью. При этом возникает сила, которая создает кру-
7 2 3 4
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image80.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 10.16. Аксиально-поршневой насос-мотор типа РМНА (1—10 см. тс кст) А и Б — соответственно полости всасывания (нагнетания) и нагнетания (вса сывания) (повернуты на 90°)
тящий момент на вал у 10. Скорость и направление вращения выходного вала регулируются соответствующим изменением величины подачи и направления потока рабочей жидкости, подаваемой в насос- мотор.
При работе насоса-мотора в режиме насоса вращательное движение вала 10 преобразуется на наклонной плоскости корпуса 7 и шайбы 6, в возвратно-поступательное движение поршней 8 Подача насоса-мотора изменяется в зависимости от частоты вращения привода.
Аксиально-поршневой насос-мотор типа МИ250/100 (рис. 10.17) — объемная гидромашина аксиально-поршневого типа с двойным несиловым карданом, наклонной осью блока цилиндров и торцевым распределением рабочей жидкости [21, 24]. Состоит из вала 1, пружин 2 и 5, карданного вала 3, ротора 4, клапанной коробки 6, задней крышки 7, распределительного диска 8, поршней 10, шатунов 11.
При работе насоса-мотора в режиме гидромотора рабочая жидкость, нагнетаемая насосом, поступает через заднюю крышку, распределительный диск и цилиндры ротора под поршни, находящиеся
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image81.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 10.17. Аксиально-поршневой насос-мотор типа МН 250/100 (1—11 см. текст)
на нагнетательной стороне распределителя. Сила давления жидкости через поршни и шатуны передается фланцу вала 1. Окружная составляющая силы давления создает крутящий момент относительно оси ротора, который передается валу 1 через карданный вал. На второй половине оборота происходит вытеснение рабочей жидкости в сливную магистраль. Скорость и направление вращения выходного вала насоса-мотора, работающего в режиме гидромотора, регулируется объемом и направлением потока потребляемой рабочей жидкости. Клапанная коробка устанавливается на заднюю крышку и предназначается для защиты от перегрузок гидравлической цепи, в которую включен насос-мотор.
Приработе насоса-мотора в режиме насоса вал и ротор приводятся во вращение приводным двигателем, поршни совершают возвратно-поступательное движение, осуществляя последовательно цикл всасывания и нагнетания рабочей жидкости. Производительность насоса зависит от частоты вращения вала насоса.
Утечки рабочей жидкости из внутренней полости насоса-мотора отводятся через отверстия, заглушенные пробками 9.
Аксиально-поршневой нерегулируемый насос-мотор типа МНА (рис. 10.18) имеет плоский торцевой золотник для распределения жидко-
сти и гидростатические подпятники [21,24]. Вал 1 насоса-мотора имеет две опоры; одна в виде подшипникового узла 2, вторая в виде шлицевого соединения с ротором. Самоустанавливающийся ротор 9 с плунжерами 7 установлен на подшипнике 14 в корпусе 10, закрытом крышкой 3. Контакт между рабочими элементами плунжеров и упорным диском 4 осуществляется при помощи подпятников, завальцо- ванных на сферических головках плунжеров. Плунжеры с подпятниками к упорному диску постоянно прижаты пружиной 8 через сферическую опору 6 и прижимной диск 5. Пружины 8 и 11 поджимают ротор к распределительному диску 13, чтобы между ними не увеличился зазор при запуске, работе на холостом ходу и малых нагрузках. Кроме того, в насосах-моторах с рабочим объемом 125 см3 для гарантированного прижима ротора к распределительному диску используется усиление плунжера 12 центрального поджима.
При работе насоса-мотора в режиме нерегулируемого насоса вал и ротор приводятся во вращение приводным двигателем. Плунжеры совершают возвратно-поступательное движение, осуществляя последовательно цикл всасывания (в первой) и нагнетания (во второй половине оборота вала) рабочей жидкости через отверстия «вход—выход». Во время второй половины оборота плунжеры, пе-
1
\ | Дренаж 4 5 6*7
Ш 8 9 т 11 12
| \^4^/у0ЬШш1 Вход- 2Х /ВЬ/ХОд
Й— ремещаясь под действием упорного диска, уменьшают подплунжер- ный объем и вытесняют рабочую жидкость через распределитель и канал крышки в трубопровод — происходит подача рабочей жидкости в гидросистему.
При работе насоса-мотора в режиме гидромотора рабочая жидкость поступает в одно из двух отверстий «вход—выход» корпуса, далее через распределительный диск и цилиндры ротора под плунжеры, находящиеся в зоне высокого давления. Давление рабочей жидкости передается через плунжеры упорному диску, а окружная составляющая сила давления создает крутящий момент относительно оси вала гидромотора и сообщает ему вращение. Во время второй половины оборота происходит вытеснение рабочей жидкости из цилиндров ротора, соединенных с зоной низкого давления.
Аксиально-поршневой гидромотор типа Г15-2-Щ24] (рис. 10.19) состоит из корпуса 1, в расточках которого расположен упорный подшипник 11, опорного диска 7, корпуса 6, вала 12, установленного в подшипниках 8 и 13. На валу на шпонке расположен барабан 2 с толкателем 10 и пружинами 3, которые прижимают ротор 5 с поршнями
к опорному диску. Ротор посажен на центрирующий поясок вала и синхронизируется с барабаном поводком 4.
Рабочая жидкость поступает по каналам опорного диска в поршневые камеры гидромотора. Усилие, создаваемое давлением рабочей жидкости на поршни, передается через толкатели на упорный под-
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image82.png" \* MERGEFORMATINET
13 12
шипник. Окружная составляющая этого усилия приводит барабан (а следовательно, и вал ротора) во вращение.
Отработанная рабочая жидкость поступает по соответствующим каналам опорного диска в сливную магистраль.
Радиально-поршневые гидромоторы типа МР-Ф (рис. 10.20) имеют неподвижный цилиндровый блок и вращающийся ротор-копир [24]. Нерегулируемый гидромотор состоит из корпуса 5, в расточках которого расположены поршни 6 и осевой распределитель 9. В корпусе траверс 2 установлены траверсы 3 с подшипниками качения 4. Ротор-копир 1 гидромотора состоит из двух соосных деталей, соединенных между собой, и установлен в подшипниках 7 корпуса траверс 2. Корпус траверс закреплен неподвижно в корпусе 5 штифтами 10. Осевой распределитель 9 соединен с ротором-копиром 1 шарнирным элементом 8.
Гидромотор работает следующим образом. Рабочая жидкость под давлением поступает по каналам осевого распределителя в поршневые камеры. Давление рабочей жидкости на поршни передается посредством подшипников, траверс 3 профильным поверхностям ротора-копира. Окружная составляющая этого усилия приводит ротор- копир во вращение. Каждый поршень гидромотора за один оборот ротора-копира совершает три рабочих хода. Изменение направления вращения ротора гидромотора осуществляется изменением направления подвода рабочей жидкости к окнам распределителя.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image83.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 10.20. Гидромотор типа МР-Ф-У0/ЮО (1—10 см. текст)
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image84.png" \* MERGEFORMATINET
Гидро моторы со ступенчатым регулированием рабочего объема выполнены на базе нерегулируемых. Кинематика регулируемых гидромоторов, т.е. число поршней, их рабочих ходов, величина хода поршней, размеры ротора-копира и траверс, аналогична кинематике нерегулируемых.
Радиально-поршневые моторы многократного действия типа МР- 0,16/10 и 0,25/10 [24] (рис. 10.21) имеют корпус 7, в котором установлены два профильных кольца-копира 5, на которые опираются обоймы игольчатых подшипников 6 траверс 3 в радиальных пазах ротора
закрепленного на валу 1. Вал установлен в крышках 4 м 11 на двух шарикоподшипниках. В роторе перемещаются поршни 2. Для распределения жидкости служат блок 12 и распределительная втулка 9, которая соединяется с ротором шарнирным элементом 10.
Рабочая жидкость поступает через блок, распределительную втулку и каналы вала в поршневые камеры. Усилие создаваемое давлением рабочей жидкости на поршни, передало посредством подшипников, траверс 3 профильным поверхностям колец-копиров. Тангенциальная составляющая этого усилия приводит ротор во вращение, каждый поршень гидромотора за один оборот ротора совершает четыре рабочих хода.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image85.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 10.22, Гидромотор типа МР-У0/250 (1—11 см. текст)
Радиально-поршневые гидромоторы высокомоментные МР- У()/250 (рис. 10.22) [24] имеют силовой механизм кривошипного типа и распределитель золотникового типа. В корпусе 5расположены два ряда поршней 3, опирающихся через шатуны 4 на эксцентриковые кулачки 2 приводного вала 1, который установлен на подшипниках качения 9. Управление работой поршней (распределение) осуществляется индивидуальными для каждого поршня трехлинейными золотниками 6. Возвратно-поступательное движение золотников производится кулачками 7, закрепленными на хвостовике приводного вала.
Жидкость, подводимая в канал 9 через распределительные золотники, поступает в рабочую камеру, воздействует на поршни, которые через шатуны передают усилие на эксцентриковый кулачок, и вращает приводной вал. Отработанная жидкость из рабочей камеры вытесняется в этом случае через канал 10. Если жидкость подвести в канал 10, то гидромотор будет вращаться в другом направлении.
Выбор насосаВ гидросистемах металлургических машин применяются все типы описанных выше насосов. Основные данные для выбора насоса: максимальное давление, частота вращения, максимальный расход, до-
пустимая равномерность потока (пульсирующий, незначительная пульсация, поток без пульсаций), допустимый уровень шума, к.п.д.,- необходимая точность фильтрации жидкости, возможность регулирования.
Шестеренные насосы обеспечивают сравнительно высокое давление и расход жидкости, не требуют высокой чистоты рабочей жидкости, однако, имеют большую пульсацию потока и повышенный уровень шума при работе. Сохраняя все преимущества насосов с наружным зацеплением, шестеренные насосы с внутренним зацеплением в значительной мере свободны от их недостатков. Однако стоимость шестеренных насосов с внутренним зацеплением значительно выше.
Пластинчатые насосы обеспечивают несколько меньшее давление, чем шестеренные, однако отличаются низким уровнем шума, малой пульсацией потока, малой стоимостью. Но они чувствительны к броскам давления, изменению вязкости жидкости.
Наиболее распространенными в металлургических гидросистемах являются аксиально-поршневые насосы с наклонной шайбой или наклонным блоком, так как они обеспечивают высокое давление и расход жидкости при высоком к.п.д. По размерам, массе, трудоемкости изготовления, долговечности насосы с наклонной шайбой совершеннее насосов с наклонным блоком. Вместе с тем, по к.п.д., максимальной и минимальной частоте вращения вала, всасывающей способности при страгивании более предпочтительны насосы с наклонным блоком.
Основные параметры насосов
Тип насоса МПа ^тах5
МИН-1 <2 ,
^тах?
л/мин ПП УШ,
дБ К.П.Д. ТФ,
мкм
Шестеренные с зацеплением: наружным 20 6000 200 + 90 0,8 40
внутренним 32 2000 100 - ЬО 0,8 40
Пластинчатые 17 1500 300 - 85 0,8 40
Аксиально-поршневые 35 2000 500 + 90 0,9 25
Радиально-поршневые 65 2000 100 + 90 0,9 25
П р имечани е. ПП — пульсация подачи: + значительная, - тельная; УШ — уровень шума; ТФ — тонкость фильтрации. незначи-
Насосы с наклонным блоком могут работать на более загрязненном масле. Поэтому в гидросистемах, установленных на подвижных
агпегатах. поежпочтительнее установка аксиально-поршневых машин с наклонным блоком, а в гидросистемах стационарных насосных установок-насосов с наклонной шайбой.
Радиально-поршневые насосы надежны, характеризуются высоким к.п.д., возможностью широкого регулирования подачи, низким уровнем шума. Их применяют в стационарных машинах, работающих при больших давлениях.
В таблице приведены основные параметры насосов.
Енава 11» Насосы для работы на водеВ металлургическом производстве для подъема, нагнетания и перемещения жидких технологических сред (технической воды и эмульсий) применяют специальные насосы. Эти же насосы широко исполь- з> ются во всех отраслях народного хозяйства.
Насос приводится в действие двигателем и поэтому является машиной, преобразующей энергию извне. Сообщенная насосу механическая энергия преобразуется в нем в энергию избыточного давления жидкости и затем расходуется на перемещение и подъем жидкости к месту ее назначения, на преодоление всех сопротивлений в нагнетательном трубопроводе и в самом насосе, а также на преодоление давлений на концах трубопровода.
В зависимости от способа преобразования энергии жидкости насосы можно подразделить на динамические и объемные [29—31].
Динамический насос перемещает жидкую среду под силовым воздействием на нее в камере, постоянно сообщающейся со входом и выходом насоса. К динамическим насосам относятся центробежные, осевые, вихревые и водоструйные насосы.
Объемный насос перемещает жидкую среду в результате периодического изменения объема занимаемой ею камеры, попеременно сообщающейся со входом и выходом насоса. К объемным насосам относятся поршневые, мембранные, диафрагменные и водокольцевые. К их числу относят также пневматические насосы и гидравлические тараны, в которых жидкая среда периодически вытесняется не механически (поршнем, пластиной и т.д.), а газовым или водяным поршнем.
Центробежные наеоеыЦентробежный насос является разновидностью динамического лопастного насоса. Насосы бывают одно- и многоколесные [30].
Основной рабочий орган центробежного насоса — рабочее колесо (рис. 11,1) внутренняя полость которого образуется двумя фасонными дисками передним 1 и задним 2, и несколькими профилированными лопастями 3, которые имеют вид изогнутых цилиндрических поверхностей, а в некоторых конструкциях насосов — поверхностей двойной кривизны. Лопасти 3 рабочего колеса образуют каналы, по которым движется жидкость при вращении рабочего колеса.
Рабочее колесо 1 центробежного насоса (см. рис. 11.2) [31] неподвижно соединено с рабочим валом 2 и заключено в кожух или спиральную камеру 3. При быстром вращении рабочего колеса, приводимого в действие от двигателя, развивается центробежная сила, под влиянием которой жидкость между лопастями колеса прогоняется к его периферии и, выходя из колеса, поступает в спиральную камеру насоса, а из нее — в нагнетательный трубопровод 4. В то же время освободившееся от выброшенной жидкости центральное пространство насосной камеры заполняется жидкостью, поступающей по всасывающей трубе 5 под действием внешнего атмосферного давления р0 на свободную поверхность источника. Таким об - разом, при непрерывном вращении рабочего колеса образу« тся не - прерывный поток жидкости в насос, а из него — к месту подачи. По принципу действия центробежные насосы характеризуются большими скоростями протекания жидкости, независимо от величины напора. Отличительная особенность центробежных насосов та, что для
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image86.png" \* MERGEFORMATINET
лесо центробежного насоса (А — осевое сечение, 00 — ось, 1—3 см. текст)
начала их работы требуется заливать в них жидкость, без чего они не могут всасывать жидкость. Чтобы жидкость при заливке насоса не вытекала из него, на погруженном конце всасывающей трубы устанавливается приемный, обратный клапан б, снабженный фильтром (сеткой) 7, для предохранения от попадания в насос посторонних предметов и загрязнений.
Рассмотрим несколь- Рие. 11.2. Схема центробежного наеоеа (обо- ко характерных конст- значения ем. текст)рукций центробежных
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image88.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.3. Центробежный консольный насос типа К ранней конструкции:
2 — корпус со спиральным отводом; 5 — канал для гидравлического уплотнения набивки; 6 — набивка сальника; 7 — нажимная крышка сальника; 9 — стойка; 12 — фланец напорного патрубка; 14 — разгрузочное отверстие в диске колеса (остальные обозначения см. текст)
насосов с приводом от электродвигателя, которые являются широко распространенными агрегатами в металлургии, коммунальном хозяи стве, на строительстве, в водоснабжении и канализации.
Центробежные консольные насосы типов К и КМ. Эти насосы иче ют горизонтальный вал. Они одноступенчаты (одноколесные) с односторонним подводом жидкости к рабочему колесу. На рис. 11.3 изображен центробежный консольный насос типа К ранней конструкции, которую выпускают и широко применяют, при перекачивании чистых или слегка загрязненных нейтральных и малоагрессивных жидкостей [29].
Жидкость поступает во входной патрубок 1 в осевом направлении параллельно валу 8, на котором находится рабочее колесо 3. Оно представляет два диска, между которыми находятся лопасти, отогнутые назад по направлению вращения колеса. Задний диск имеет втулку для посадки колеса на вал. Рабочее колесо нагружает вал как консольную балку (сосредоточенная нагрузк 1 н 1 конце вала, имеющего опоры в двух подшипниках 10 и 11) поэтому насос называется консольным.
Между рабочим колесом и корпусом имеются щелевые уплотнения 15 и 13, препятствующие перетоку жидкости из напорной спирали во входной патрубок. В месте прохода вала через корпус насоса устанавливается сальник 4 — важный конструктивный узел динамических насосов. Подшипники 10 и 11 смазываются из общей масляной ванны при помощи маслоразбрызгивающих колец, которые на рис. 11.3 не показаны.
Насос обыкновенно устанавливают с электродвигателем на общей плите.
Модернизированный центробежный консольный насос типа К (рис. 11.4) отличается от центробежного консольного насоса типа К ранней конструкции (см. рис. 11.3), в первую очередь большей компактностью и меньшей металлоемкостью, хотя материалы для ею изготовления остаются те же (чугун и для вала — углеродистая сталь) [29]. Привод от электродвигателя осуществляется при помощи упругой муфты с монтажной вставкой, которая позволяет отсоединить насос без демонтажа труб и электродвигателя.
Еще более компактным агрегатом является моноблочный центробежный консольный насос типа КМ, который представлен на рис.*11.5, у которого рабочее колесо непосредственно насажено на
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image89.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.4, Модернизированный центробежный консольный насос типа К:
1 — рабочее колесо; 2 — корпус со спиральным отводом; 3 — гайка; 4 — вал; 5 — сальник; 6 — опорная часть; 7 — подшипники; 8 —1 кольцо щелевого уплотнения; 9 — вертикальная пластина (ребро) во входном патрубке для предотвращения закручивания потока
удлиненный вал электродвигателя и корпус последнего служит опорой для корпуса насоса со спиральным отводом [29]. При необходимости напорный патрубок вместе с корпусом может быть развернут на 90°. В отличие от старой конструкции ось напорного патрубка со спиральным отводом располагается на радиальном направлении рабочего колеса.
Вертикальная пластинка (ребро), установленная во входном патрубке (см. рис. 11.4 и 11.5), препятствует закрутке потока при входе на колесо, особенно если к входному патрубку присоединено колено трубы. Этим повышается гидравлический к.п.д. насоса.
Достоинство консольных насосов — относительная простота конструкции и компактность, а недостаток — наличие осевого усилия, стремящегося сдвинуть рабочее колесо в сторону входного патрубка.
Для устранения осевого давления в рассмотренных центробежных консольных насосах типа К, в их рабочих колесах, у вала, предусмотрены так называемые разгрузочные отверстия (см. 14 на рис. 11.3). Благодаря этим отверстиям за задним диском колеса давление уменьшается, но увеличивается утечка. Поэтому на заднем диске устраивают щелевое уплотнение (например, 13 на рис. 11.3). Таким образом,
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image90.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11,5. Центробежный консольный моноблочный насос типа КМ:
1 — втулка с вертикальной пластиной во входном патрубке; 2 — рабочее колесо; 3 — корпус со спиральным отводом и напорным патрубком; 4 — сальник; 5 — вал электродвигателя, на котором крепится рабочее колесо; 6 — электродвигатель; 7 — опорная часть
давление на диски колеса почти полностью уравновешивается, а остаточное небольшое осевое усилие воспринимается подшипниками.
В некоторых конструкциях входная полость с пространством за колесом соединяется не отверстием в колесе, а специальными каналами в корпусе насоса.
Центробежные горизонтальные насосы типаД— с двухсторонним входом воды на колесо (рис. 11.6). Двухстороннее рабочее колесо благодаря симметрии разгружено от осевого усилия [29]. Подвод и отвод насоса спиральные. Разъем корпуса насоса продольный (горизонтальный), причем напорный и подводящий трубопроводы подключены к нижней части корпуса. Это обеспечивает возможность осмотра, ремонта и замены отдельных деталей и всего ротора без демонтажа трубопроводов и отсоединения электродвигателя. Уплотняющий зазор рабочего колеса выполнен между сменными уплотняющими кольцами, закрепленными в корпусе насоса и на рабочем колесе. Уплотнение лабиринтное двухщелевое. Вал насоса защищен от износа сменными втулками, закрепленными на валу на резьбе. Эти же втулки крепят рабочее колесо в осевом направлении. Сальники, уплотняющие подвод насоса, имеют кольца гидравлического затвора. Жидкость подводится к ним под давлением из отвода насоса по трубкам. Радиальная нагрузка ротора воспринимается подшипниками скольжения. Смазка подшипников кольцевая. В нижней части корпусов имеются камеры, через которые протекает охлаждающая вода.
Для фиксации вала в осевом направлении и восприятия осевого усилия, которое может возникнуть при неодинаковом изготовлении, или износе правого и левого уплотнения рабочего колеса, предусмотрены радиально-упорные шарикоподшипники. Наружные кольца этих подшипников необходимо устанавливать с больш ими радиальными зазорами. В противном случае малые зазоры подшипников качения обеспечили бы концентричное положение вала относительно расточки вкладыша подшипника скольжения при котором масляного клина не образуется и подшипник скольжения не сможет воспринимать никакого радиального усилия, а вся нагрузка, как радиальная, так и осевая воспринималась бы только подшипником качения. В настоящее время подшипники скольжения применяют только на крупных насосах двухстороннего входа. На малых и средних насосах устанавливают подшипники качения, которые воспринимают не только радиальные, но и осевые усилия. Центробежные горизонтальные насосы двустороннего входа имеют большую высоту всасывания,
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image91.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.6. Центробежный горизонтальный насос типа Д с двухсторонним входом воды на колесо:
7 — корпус со спиральным отводом; 2 — рабочее колесо; 3 — трубки для подвода жидкости в сальник 6; 4 — полу- спиральный подвод; 5,8— опорные подшипники; 7 — щелевое уплотнение; 9 — упорный шариковый подшипник; 10— вал
чем центробежные консольные насосы одностороннего входа при тех же подаче и частоте вращения.
Одноступенчатые центробежные горизонтальные насосы с колесом двухстороннего входа имеют горизонтальный разъем корпуса. Крышка насоса откидывается вверх и вынимается вал с рабочим колесом, а подводящий и отводящий трубопроводы, присоединенные к патрубкам насоса, можно не демонтировать, что представляет определенное удобство при использовании насосных установок.
Отметим, что и центробежные консольные насосы типов К и КМ могут быть сконструированы с рабочим колесом двухстороннего входа, так как кроме разгрузки осевого усилия оно при тех же диаметрах колеса дает вдвое больший расход, чем колесо с односторонним входом.
Для большего напора (давления) в центробежных насосах, необходимо увеличивать окружную скорость, изменяя диаметр рабочего колеса или частоту его вращения, или последовательно пропускать жидкость через несколько рабочих колес, закрепленных на одном валу, не изменяя диаметра рабочего колеса или его частоты вращения. В последнем случае при одном и том же расходе через рабочее колесо напор на выходе из насоса равен сумме напоров всех колес (ступеней).
Первый путь получения большого напора ограничен для данного материала рабочего колеса допускаемой окружной скоростью, исходя из растягивающих напряжений, возникающих в рабочем колесе от действий центробежных сил. Поэтому идут по второму пути — создают многоколесные, многоступенчатые насосы.
Известны следующие конструктивные разновидности многоступенчатых насосов [29]: секционный типа ЦНС (рис. 11.7, а); спиральные типов Кс (рис. 11.7, б), ЦН (рис. 11.7, в), СЭ (рис. 11.7, г).
Центробежный многоступенчатый спиральный насос типа ЦН. Спиральным этот насос называется потому, что жидкость, пройдя колесо, поступает не на лопасти направляющего аппарата, как в секционных насосах, а в спиральные отводы, которые по специальным каналам или трубам переводят ее с одной ступени на другую. Гидравлические потери в этих трубах небольшие, что улучшает к.п.д. Спиральные отводы и трубы увеличили габариты насоса по сравнению с секционным насосом, но зато в спиральном насосе упрощается конструкция подшипников. Этот насос имеет горизонтальный разъем корпуса, так же как и у насоса марки Д. Корпус делится на нижнюю
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image92.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.7. Схемы движения жидкости и расположение колес а многоступенчатых центробежных насосах (а—г см. текст)
часть с напорным и всасывающим патрубками и на верхнюю в виде крышки, откидывающейся вверх. На рис. 11.8 изображен двухступенчатый спиральный насос типа ЦН [29]. Жидкость поступает из первой ступени во вторую по внутреннему переводному каналу 1. Разъем корпуса продольный, причем напорный и подводящий трубопроводы присоединены к нижней части 4 корпуса, что облегчает осмотр и ремонт насоса. Симметричное расположение колес разгружает ротор от осевого усилия. Уплотняющие зазоры рабочих колес выполнены между сменными уплотняющими кольцами, которые защищают корпус и рабочие колеса от износа. Вал, защищенный от износа из-за трения о набивку сальника сменными втулками, опирается на два подшипника скольжения. Смазка подшипников кольцевая. Ротор в осевом направлении фиксируется радиально-упорными шарикоподшипниками 3, расположенными в правом подшипнике. Сальник, установленный со стороны входа, имеет кольцо гидравлического затвора 2, к которому жидкость подводится из отвода первой ступени по трубке. Сальник, расположенный следующим, уплотняет подвод второй ступени. Жидкость подается в него под напором, создаваемым первой ступенью, поэтому гидравлического затвора не требуется.
Центробежный многоступенчатый спиральный насос типа СЭ. Его рабочие колеса двухстороннего входа (см. рис. 11.7, г) такие же, как и у центробежного горизонтального насоса типа Д, но с большей подачей (расходом) [32].
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image93.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.8. Центробежный многоступенчатый спиральный насос типа ЦН (1—4 см. текст)
Гидравлическое, пневматическое и смазочное оборудование металлургических цехов
Центробежный многоступенчатый спиральный насос типа Кс. Располагать рабочие колеса с односторонним входом попарно (см. рис. 11.7,6) можно только при четном числе колес (ступеней). Если число рабочих колес нечетное, то одно рабочее колесо (обыкновенно первая ступень) принимается с двухсторонним входом, а остальные рабочие колеса — с односторонним входом [32, 33]. Последние располагаются на общем валу попарно и зеркально повернуты друг к другу.
Центробежный многоступенчатый секционный насос типа ЦНС. У этих насосов отводами всех ступеней являются направляющие аппараты. Разъем корпуса поперечный относительно вала. На рис. 11.9 изображен пятиступенчатый насос этого типа [29]. Он состоит из входной секции, четырех промежуточных секций и напорной секции. Секции стянуты болтами. Подвод первой ступени кольцевой. Осевое усилие воспринимается гидравлической пятой. Жидкость, прошедшая через зазор пяты, отводится по трубке во входную секцию насоса. Сальник этой секции имеет гидравлический затвор, жидкость к которому подводится из пазухи первой ступени по сверлению, выполненному в ребре входной секции Вал размещен в подшипниках скольжения. Смазка подшипников сотьцевая.
В центробежных многоступен 1 1Тыа секционных насосах развиваются большие осевые усилия, поэтому необходима установка так называемой гидравлической пяты или мощных упорных подшипников.
Гидравлическая пята (рис. 11.10) [29] может незначительно перемещаться вместе с валом и рабочими колесами в осевом направлении. За последним рабочим колесом 1 многоступенчатого насоса установлен диск 6, к которому поступает под давлением жидкость через зазор 7и камеру 5. Через зазор 4 жидкость перетекает в разгрузочную камеру 3 и через трубку 2 — во входной патрубок насоса. Давление в камере 5 равно давлению насоса и достаточно, чтобы, будучи приложенным к площади диска 6, изнутри в камере 5 создать противоположную силу, равную по величине /7ос. Если осевое усилие на валу насоса меняется, то меняется и зазор 4, а следовательно, и давление в камере 5. Гидравлическая пята автоматически поддерживает силу, противостоящую осевому усилию, поэтому не требуются упорные подшипники. Недостатки устройства — дополнительные утечки жидкости с напорной стороны во входную, что уменьшает объемный к.п.д., усложнение конструкции подшипников, допускающих осевое смещение вала, дополнительное трение диска о жидкость, что уменьшает механический к.п.д.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image94.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.9. Центробежный многоступенчатый секционный насос типа ЦНС:
1 — подшипник; 2— сальник; 3 — трубка, соединяющая пространство за гидравлической пятой с камерой всасывания 8; 4 — напорный патрубок; 5 — стяжные болты; 6 — рабочее колесо; 7 — лопасти направляющего аппарата; 8— камера всасывания (кольцевой подвод жидкости от всасывающего патрубка); 9— вал насоса; 10— муфта; 11 — диск гидравлической пяты
Гидравлическое, пневматическое и смазочное оборудование металлургических цехов
Центробежные многоступенчатые насосы секционного типа имеют по сравнению с центробежными многоступенчатыми насосами спирального типа недостатки: сборка и разборка значительно сложнее и, следовательно сложнее ремонт насоса; разгрузка ротора от осевых усилий осуществляется гидртч шческой пятой или разгрузочными окнами а эти устройства дают дополнительные утечки, поэтому объемный к.п.д. секционных насосов ниже, чем спиральных.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image95.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.10. Гидравлическая пята:
/ — рабочее колесо (последняя ступень); 2 — трубка для отвода жидкости к входу в насос; 3 и 5 — разгрузочные камеры; 4 и 7—регулируемый и нерегулируемый зазоры; 6 — диск
Преимущества секционных насосов по сравнению со спиральными: значительно меньшие габаритные размеры; более простое литье корпуса насоса; более высокий гидравлический к.п.д., так как каналы отвода обработаны; большая степень унификации узлов насосов с разным числом ступеней (изменение числа ступеней у насоса спирального типа ведет к полному изменению конструкции насоса, а у секционных насосов для этого достаточно изменить лишь длины вала и стягивающих болтов).
Для подъема воды из скважин и глубоких колодцев применяют скважинные центробежные насосы типов ЦТ В и УЦТВ с электрода виг 1те гем над скважиной, а также ЭЦВ с погружным электродвигателем [32, 34].
Скважинные насосы — вертикальные, центробежные многоступенчатые секционные.
Скважинный центробежный насос типа ДЕВ (рис. 11.11) [29] подвешивают на трубопроводе, который собирается секциями длиной 8—
м вместе с валом, проходящим внутри секции, и подшипниками в опорных крестовинах.
Подшипники — с резиновыми вкладышами и водяной смазкой от перекачиваемой воды или с лигнофолевыми вкладышами. Чистая вода для смазки подается по специальному трубопроводу малого диаметра, проходящему вдоль напорного трубопровода.
Насосная установка со скважинным центробежным насосом типа ЦТВ имеет вертикальный элекгродвигатель особой конструкции с опорным подшипником (пята) над электродвигателем. Подшипниквращается в масляной ванне и воспринимает вес вала и роторов двигателя и насоса, а также осевое усилие рабочих колес насоса.
Рис. 11.11. Скважинный центробежный насос типа ЦТВ:
1 — напорная трубка; 2 — резинометаллические подшипники; 3 — вал; 4 — секция насоса; 5 — клиновые шпонки для фиксации колес; 6 — рабочее колесо; 7—входная часть насоса
В электродвигателях имеется приспособление для предотвращения обратного вращения вала, чтобы не было раскручивания соединительных муфт при внезапной остановке или неправильном вращении.
Скважинные центробежные насосы типа УЦТВ имеют ту же конструкцию, что и насос типа цтв, только вместо вертикального электродвигателя устанавливают универсальную приводную головку [29]. Она позволяет исполь- азовать и вертикальные, и горизонтальные элек-
Ттродвигатели, а также двигатели внутреннего
/ ВтОД сгорания. Это расширяет область применения насосов, так как их можно использовать даже там, где нет электроэнергии.
Достоинство скважинных центробежных насосов с двигателем над скважиной — возможность ремонта и осмотра двигателя без демонтажа всей насосной установки.
Недостатки: большая металлоемкость и невозможность применения на искривленных скважинах, так как длинный составной вал должен быть строго прямолинеен; трудность и длительность демонтажа секций вала и труб с подшипниками; наличие дополнительных гидравлических потерь напора в трубе с опорными крестовинами и вращающимся валом.
Скважинные центробежные насосы типа эцв с погружным электродвигателем — также вертикальные многоступенчатые секционные, но секции их заключены в общий трубчатый кожух, рабочие колеса могут быть радиальными и диагональными (полуосевыми) [29].
Вес ротора электродвигателя, рабочих колес насоса и осевое усилие воспринимаются специальными подшипниками, расположенными в нижней части электродвигателя. В этом елу-чае рабочие колеса насоса должны быть зафиксированы на валу. Однако существует конструктивная разновидность со свободной посадкой колес на валу. Тогда осевое усилие воспринимается специальными обоймами лопаточных отводов каждой секции.
Подшипники вала насоса имеют водяную смазку и выполняются из текстолита, лигнофоля или резины. Рабочие колеса выполняют не только из стали и бронзы, но и из упрочненного полистирола.
В приводе насосов применяют так называемые мокростаторные двигатели, у которых обмотка статора находится в прочной полиэтиленовой водонепроницаемой изоляции. Ротор электродвигателя — короткозамкнутый, набран из листов электротехнической стали и залит алюминием. Между ротором и статором заливается чистая вода.
Первые конструкции погружных электродвигателей были очень чувствительны к агрессивности воды и абразивным примесям и часто выходили из строя. В настоящее время агрегаты выпускают для подъема и химически активной воды (в марке насоса буква X после указания напора), при повышенной температуре (исполнение Тр), с повышенным содержанием твердых примесей (исполнение Г), для работы в условиях повышенных требований к ударо- и сейсмостойкости (исполнение А). Таким образом, расширилась область применения скважинных насосов с погружным электродвигателем: для разных условий водоподъема. Этому способствуют также их достоинства: простота монтажа и демонтажа установки; возможность установки в искривленных скважинах; отсутствие длинного трансмиссионного вала и меньшие гидравлические потери напора в трубах по сравнению с насосом марки ЦТВ.
В водоснабжении (канализации), металлургической, горнорудной промышленности и других производств существует необходимость гидротранспорта песка, гравия, шлама, фекалий и т.д. Как правило, центробежные насосы для перекачки гидросмесей одноступенчатые с односторонним входом на колесо консольного типа. Однако они имеют следующие особенности конструкции: увеличены размеры проточной части колеса и спирали, и им придана форма, облегчающая прохождение твердых частиц, вплоть до небольших камней; уменьшено число лопастей (2—5) на рабочем колесе; в местах наиболее интенсивного износа металла от абразивного воздействия частиц установлены броневые диски из специальных сортов стали или сделано внутреннее покрытие из корунда на бакелитовой основе, резины и других материалов; устроены люки для чистки корпуса насоса и предусмотрен быстрый демонтаж частей насоса для замены изношенных деталей. Места в корпусе насоса, где могут скопляться абразивные частицы, постоянно промывают чистой водой.
Рассмотрим некоторые конструкции центробежных насосов для гидросмесей. Основные характеристики их даны в ГОСТ 9075—75, которым установлен выпуск насосов с нормальным проходным сечением — тип Гр и с увеличенным проходным сечением — тип Гру. Эти насосы выпускают нескольких видов в зависимости от интенсивности абразивного воздействия гидросмеси: легкие однокорпусные — в марке буква «Л»; легкие (средние) с футеровкой (внутренним покрытием) из резины — «Р» или из корунда на бакелитовой основе — «К»; тяжелые двухкорпусные с внутренним корпусом из эрозионностойкой стали — «Г».
Центробежные грунтовые насосы типа Гру. На рис. П 12 показан центробежный грунтовый насос типа ГруЛ [29, 35, 36] с броневыми дисками 4 и 6, которые могут находиться под воздействием абразивных частиц, попавших между рабочим колесом 3 и корпусом насоса 5 со спиральным отводом. Диск 6 отделяет рабочее колесо насоса 3 от
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image97.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.12. Грунтовый центробежный насос типа ГруЛ с броневыми диск 1ми 1 — смотровой люк на входном патрубке; 2 — крышка корпуса; 3—9 см. текст
сальника 8, а встречный ток чистой воды вдоль вала (вода подводится через штуцер 7) не дает возможности твердым частицам соприкасаться с валом и сальником 8. Зазоры между колесом и корпусом устанавливаются перемещением стакана заднего подшипника 9 регулировочными винтами.
На рис 11.13 изображен центробежный грунтовый насос марки ГруТ [29, 35] для перекачивания гидросмесей с крупными включениями твердых тел, размеры которых определяются проходными сечениями проточной части. Рабочее колесо 3 имеет три лопасти. Насос относится к группе «тяжелых». Внешний корпус 6 является основным, так как воспринимает все нагрузки от веса деталей, труб и передает их на опорный кронштейн, а внутренний корпус (в виде двух дисков 4 т спирали 5) выполнен облегченным и фактически является футеровкой из эрозионностойкой стали. Рабочее колесо 3 и вал 9 изготовляются из стали 45. Чистая вода для предохранения вала и сальника от воздействия твердых частиц подается от другого маленького насоса через штуцера 7 и 2 в межкорпусное пространство.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image98.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.13. Грунтовый центробежный насос типа ГруТ с двумя корпусами:
1 — входной патрубок; 8 — сальник; 10— опорный кронштейн с подшипником: 2-7, 9 см. текст
Центробежные грунтовые насосы типа Гр. Отличительная особенность центробежного грунтового насоса типа ГрК [29, 35,36], от представленного на рис. 11.12 — внутренняя футеровка корундовым покрытием, которая дает возможность перекачивать гидросмеси с твердыми включениями размером от 10 до 25 мм. В этом насосе так же, как и в предыдущем, предусмотрена подача чистой воды в гидрозатвор.
Центробежный грунтовый насос типа НШ. На рис. 11.14 представлена конструкция центробежного грунтового насоса типа НШ [29, 35] для подачи шламовых и шахтных вод, содержащих абразивные твердые частицы. Рабочее колесо открытого типа (крыльчатка) без дисков, лопасти непосредственно установлены на втулке вала. Сальник устроен не с обычной набивкой, а с резиновой манжетой 6 и нажимной втулкой 7.
Центробежный песковый насос типа ПБ. На рис. 11.15 изображен центробежный насос для перекачивания песчаных и гравирных смесей с плотностью пульпы до 1,8 дм3 [29, 35, 36]. Спиральный отвод /, броневой диск 6 и кольцевой подвод 7 — все вместе скрепляются в кронштейне корпуса при помощи прижимного кольца 3, состоящего из двух половин и стяжных шпилек. Поворотный кронштейн 4 с крюком 5 служит для удержания спирального отвода 1 при его демонтаже или повороте напорного патрубка (он может поворачиваться на 230°).
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image99.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.14. Грунтовый центробежный насос типа НШ:
1 — крышка с входным отверстием; 2 и 5 — передний и задний броневые диски; 3 — корпус со спиральным отводом; 4 — рабочее колесо открытого типа; 8 — корпус подшипников; 9 — вал; 10 — опорный кронштейн; 11 — подшипник (6, 7 см. текст)
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image100.png" \* MERGEFORMATINET
В этом насосе по сравнению с обычным консольным рабочее колесо
поворачивается на консоли вала так, что вал проходит через корпус со стороны всасывания (кольцевой подвод 7), а не нагнетания. Этим полностью исключается попадание песка в зазоры между валом и корпусом. Зазоры между колесом и диском 6 регулируются передвижкой стакана 9 в стойках 8.
Осевые насосыОсевой насос является разновидностью динамического лопастного насоса. Они бывают с вертикальным и горизонтальным расположением вала [3, 29—31]. Рабочее колесо осевого насоса [3] похоже на гребной винт корабля (рис. 11.16). Оно состоит из втулки 1, на которой закреплено несколько лопастей 2. Механизм передачи энергии от рабочего колеса жидкости тот же, что и у центробежного насоса. Отводом осевого насоса служит осевой направляющий аппарат 3, с помощью которого устраняется закрутка жидкости и кинетическая энергия ее преобразуется в энергию давления. Осевые насосы применяются при больших подачах и малых напорах (давлениях).
Достоинством осевых насосов являются простота и компактность конструкции, небольшой вес, большой к.п.д. по сравнению с центробежными насосами и возможность работать на загрязненных жидкостях.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image101.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 1;1.16. Схема осевого насоса (1—3 см. текст)
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image102.png" \* MERGEFORMATINET
2 1
Рис. 11.17. Осевой вертикальным насос типа ОВ с жестко закрепленными лопастями рабочего колеса (1—11 см. текст)
В осевом насосе можно расширить диапазон рабочих подач и напоров, в котором насос работает экономично, применив поворотные лопасти. С изменением угла установки лопасти характеристика насоса сильно изменяется при незначительном снижении оптимального к.п.д. Лопасти поворачиваются или ручным, или ЭДеКТрЖЧесКЖМ, ИЛИ гидравлическим приводом.
Осевые вертикальные насосы типа ОВ и типа ОПВ. Нарис. 11.17 изображен осевой вертикальный насос типа ОВ [3] сжестко закрепленными лопастями рабочего колеса. К втулке 1 жестко крепят лопасти 2. Обтекатель 11 обеспечивает плавный подвод жидкости к лопастям. Отводом насоса является осевой направляющий аппарат
К отводу крепят колено 8с напорным патрубком. Опорами вала являются подшипники скольжения 10 и 7 с водяной смазкой. Вкладыши подшипников лигно- фолевые. Они быстрб изнашиваются при наличии в смазываюшей воде абразивных частип, поэтому подшипники насоса смазываются отфильтрованной водой, подводимой по трубке 4
Рис. 11.18. Осевой горизонтальный насос типа ОГ с жестко закрепленными лопастями рабочего колеса; 1 — всасывающий патрубок; 2 — лопасти рабочего колеса; 3— колесо с напорным патруб-. ком; 4 — сальник; 5 — опорный кронштейн: 6— вал; 7и 8 — упорный роликовый и радиальный подшипники
в камеру над верхним подшипником. Камера уплотнена сальником 6. Пройдя через зазор между вкладышем и валом и между валом и трубой 3, вода поступает к нижнему подшипнику 10, после которого сливается с основным потоком. Для защиты от истирания лигнофолем вал защищен сменными втулками. Вместо лиг- нофолевых вкладышей часто применяют резиновые, менее чувствительные к наличию в воде абразивных частиц. Вал насоса соединяется с валом электродвигателя жесткой муфтой 5. Осевое усилие и-вес ротора воспринимаются пятой двигателя.
Осевой вертикальный насос типа опв отличается от рассмотренного выше тем, что имеет механизм поворота лопастей.
Осевые горизонтальные насосы типа ОГ и типа ОПГ. На рис. 11.18 представлен осевой горизонтальный насос типа ОГ [29] с жестко закрепленными лопастями рабочего колеса для перекачивания агрессивных жидкостей с примесью твердых частиц размером от 0,5 мм не более 25%. Осевое усилие, которое возникает и в осевых насосах, воспринимается упорным роликоподшипником 7. В этом насосе по сравнению с вертикальным осевым насосом отсутствует направляющий аппарат, что уменьшает габариты насоса. Рабочее колесо нагружает вал как консольную балку (консольный насос).
Осевой горизонтальный насос типа ОПГ имеет механизм поворота лопастей.
Эксплуатационные расчеты лопастных насосовПодобие гидромеханических процессов и формулы пропорциональности подобных режимов лопастных насосов [29]. Основные параметры насосов, полученные при лабораторных испытаниях модели, могут быть пересчитаны для натурного, геометрически подобного насоса больших размеров.
Формулы пропорциональности подобных режимов (формулы подобия гидромеханических процессов) используют три проектировании новых насосов, пересчете энергетических хфжтеристик, когда изменяются частота вращения и геометрические размеры. Они являются основой для классификации рабочих колес и определения условий всасывания жидкости лопастными насосами.
Гидромеханическое подобие подразумевает: геометрическое подобие (причем выступы шероховатости поверхности проточной части также должны изменяться согласно линейному множителю); кинематическое подобие (сходственные частицы жидкости должны проходить геометрически подобные отрезки пути под одними и теми же углами в промежутки времени, имеющие одинаковое отношение для модели и натуры); динамическое подобие (направление и масштабный множитель сил, действующих на сходственные объемы, должны быть одинаковыми).
Представим два рабочих колеса лопастного насоса, геометрически подобных одно другому. Меньшее колесо будем считать моделью, а большее — натурой. Все размеры и скорости первого колеса снабдим индексом «м», а второго — индексом «н». Таким образом, линейный множитель для соблюдения геометрического подобия всех размеров будет равен отношению какого-то характерного размера модели и натуры. За такой размер принимается обыкновенно диаметр ко- леса Dv т.е.
' , 'Л-(11»
Частота вращения этих рабочих колес пи и пя. Масштабный множитель частоты вращения обозначим / :
/ = п /п ,(11.2)
п W м4 7
Найдем соотношения между основными параметрами модельного и натурного насосов (подача, напор, мощность) в зависимости от этих масштабных множителей.
В теории гидромеханического подобия установлено, что определяющими критериями, входящими в условия однозначности (единственности решения), являются число Струхаля (критерий гомохрон- ности) St —1/(т), число Рейнольдса Re = (v/)/u, число Фруда Fr = =^/igl).
В этих формулах / — линейный размер, t — время v — скорость, D — коэффициент кинематической вязкости.
Равенство всех этих критериев для натуры и мод ли обеспечить нельзя, так как надо изменить и g, что невозможно, и v, что тр> щовы полнимо.
При напорном движении жидкости в рабочих колесах гидравлических машин силами тяжести можно пренебречь (они малы, а действие их проявляется через давление). Поэтому определяющими критериями остаются St и Re, которые учитывают действие в жидкости сил вязкости (трения) и инерции. Силы вязкости по сравнению с силами инерции малы, и ими можно пренебречь. Тогда для неустано-вившегося во времени (периодического) движения жидкости определяющим будет критерий гомохронности, а для установившегося движения гидродинамическое подобие будет характеризоваться простым заданием геометрического и кинематического подобия (автомодельная область движения жидкости).
Для периодических процессов, например, вращения колес с периодом п = l/t в автомодельной области определяющий критерий гомохронности St = l/(tv) = {ni)/у должен быть одинаковым для модели и натуры. Примем / = Dv тогда St = 02пп1к/уяИз этого условия получаем основное соотношение для масштаба скоростей
==(11.3)
. Это же соотношение можно получить и из условий чисто кинематического подобия, то есть подобия скоростных треугольников лопастных насосов, учтя, что окружная скорость u:= TtDn/60'.
К ^С2н =С2,т= АЛ =/ /
С2м ^2м С2шм "\ы Ал D п'
Примем, что к.п.д. натуры и модели одинаковы (т] = Г|м) и получим соотношения для параметров натурного и модельного насосов: подача О ~ с1т02Ь2, тогда
бн ^2гт Ан ^2н _ г гг г _ гЗ г
2 тм 2м 2м
напор Н ~ с. и , тогда
Mjl == I T T T = III: .
'2м 2’
D^n~1п І(11.6)^м ^2им Щи
мощность N~ QH, принимая p = p и используя уравнения ( 11.5) и (11.6), получаем
(11-7)
Из формул (11.5) и (11.6) можно выразить ID и /; в зависимости от подачи и напора:
Ib = 4QJQJHJH„,(11.8)h=4QJQj{HJHj.(11.9)
Более точные формулы пропорциональности без допущения о равенстве к.п.д. для модели и натуры и с учетом изменения плотности записывают таким образом:
Оп/Ои=Фп{Поб.пКб.и),(11.10)
Нш1Ны = 1111{цтя1%м),(11.11)^н/^м =Ф2п (Т1мех.мРн/Т1Ме,нРм) •(11-12)
где рн и рм — плотность жидкостей, применяемых в натуре и на модели.
Известна также запись формул пропорциональности с учетом изменения только общих к.п.д. модели и натуры:
ен/а,=44,(1ыз)Нн/Нм = 1112п,(11.14)
К/К=Ф1(пмМ.(П.15)
При известном к.п.д. модели цм к.п.д. натуры вычисляют по эмпирической формуле
Г|„=1-(1-Л )/(#„)',(11.16)
где х = 0,2-0 3
Из выражений (11.5), (11.6) и (11.7) можно получить формулы пропорциональности при изменении только частоты вращения. Для этого надо принять 1В = 1, так как геометрические размеры не меняются.
К параметрам О, Н, N добавим индексы 1 и 2 при соответствии частоте вращения п1 или пг Тогда получим
(И.17)
Н{/Н2 = {п /п )2,(11.18)
кх/'Ыг = (л/л/.(11.19)
Коэффициент быстроходности и классификация рабочих колес насосов по быстроходности [29]. В качестве критерия подобия гидравлических машин, и в частности лопастных насосов, применяют коэффициент быстроходности пз. Он является размерным (размерность частоты вращения, ми 1-г1) и связывает основные параметры насоса (расход, напор и частоту вращения вала). Его часто назыв пот /дельной частотой вращения.
Коэффициентом быстроходности ns называют частоту вращения такого эталонного колеса, которое геометрически подобно данному колесу насоса и развивает напор 1 м и подачу 0,075 м3/с. Эти параметры получают путем выбора множителя /0.
Примем эталонное колесо с параметрами для модели «м = ns, Нм = 1 м, 0ш = 0,075 м3/с, для натуры пи = п, Ни = Н, Qh = Q.
Из формулы (11.9) следует, что
/л = „/и<=^0,075/е^/(Я/1)3 ,(11.20)
ИЛИ
ns = 3,65njQ/iflP.(11.21)Коэффициент быстроходности определяется при максимальном к.п.д. насоса, напоре, создаваемом одним колесом (общий напор многоколесных насосов надо делить на число колес), и одностороннем входе жидкости в колесо (при двухстороннем входе надо общий расход делить пополам).
Если для эталонного колеса принять пм = пу, Нм = 1 м, Qu = 1 м3/с, то получим формулу
ny = n4Q/5[¥,(11.22)которая аналогична формуле (11.21).
Наряду с этими давно известными характеристиками, согласно ре комендациям международных стандартов применяется так называемый коэффициент конструкции насоса /сн, который заменяет коэффициенты ns и п;
ки = 2nnQi/2/(gHy/4.(11.23)
Между коэффициентами быстроходности ns и конструкции ки существует зависимость:
кп = 0,00517л.(11.24)
Коэффициент быстроходности дает возможность классифицировать лопастные насосы, так как для каждого типа колеса (центробежного, диагонального и осевого) существуют свои пределы значений ns. При увеличении коэффициента быстроходности отношение i>2/I)0 уменьшается (см. табл. 11.1).
Из формулы (11.21) следует, что при заданной частоте вращения коэффициент быстроходности увеличивается с увеличением подачии уменьшением напора. Следовательно, в общем случае центробежные насосы с тихоходным колесом служат для создания больших напоров при малой подаче, а с быстроходным колесом — для большой подачи при сравнительно небольших напорах.
Таблица 11.1. Классификация рабочих колес лопастных насосов по коэффициенту быстроходности ns и по отношению диаметров D2/D0
Пересчет характеристик лопастных насосов на другую частоту вращения [3]. Современные лопастные насосы изготавливают разной производительности как для малых, так и больших напоров. Но всякий насос, рассчитанный на определенную производительность 0 и напор Н при его постоянных оборотах, можно «заставить» работать при других условиях, отличающихся от нормальных. Предположим, что есть характеристика насоса при частоте вращения пр а двигатель этого насоса работает при частоте вращения п2, отличной от п{. Для того чтобы судить об эксплуатационных свойствах насоса, необходимо иметь его характеристику при той частоте вращения п2, при которой он фактически будет работать.
Эту характеристику можно получить путем пересчета имеющейся характеристики на новую частоту вращения п2 по формулам (11.17)— (11.19) и (11.16). Для этого задаются рядом значений подач 01 и по имеющейся характеристике насоса находят соответствующие им напор Щ мощность и к.п.д. Т1] (рис. 11.19). Подставив найденные длячастот вращения пх величины Нх, Ых и Т11 в уравне- ния (11.17)—(11.19) и(11.16), получают значения подачи 02, напора Н2, мощности К2 и К.П.Д. г\2, которые являются координатами точек характеристики насоса при частоте вращения пг
По этим координатам строят на характеристике ряд точек, соединив которые плавными кривыми, получают искомую характеристику насоса при частоте вращения п2.
Найдем в координатах О—Н геометрическое место рис ц, 19, Пересчет характеристики лопаст- точек режимов, подобных ного насоса на другую частоту вращения режиму, который определяется точкой / (рис. 11.20).
Для этого, подставив координаты 0Х и Нх точки 1 в уравнения (11.17) и (11.18), определим напор и подачу при различных значениях частот вращения. В результате найдем ряд точек: 2, 3, 4, ..., соединив которые плавной линией, получим кривую подобных режимов работы насоса. Покажем, что эта кривая представляет квадратичную параболу с вершиной в начале координат. Для этого подставим в уравнение (11.18) значения пх/п2, найденные из уравнения (11.17), Нх/Н2 = (п{/щу= тх/а2)\
или
Я,/С,2=Я2/С22 = #3/<22 =....=Я/<32 =сою1=Л.Следовательно, уравнение кривой подобных режимов имеет вид
Я=^2.(11.25)
Для подобных режимов гидравлический и объемный к.п.д. с достаточной степенью точности можно считать одинаковыми. Следовательно, кривые подобных режимов являются также кривыми равныхобъемных и гидравлических к.п.д. насоса. Механический к.п.д. для подобных режимов не остается постоянным, поскольку механические потери складываются из потерь как на дисковое трение, так и на трение в уплотнениях вала и подшипниках. При возрастании частоты вращения мощность дискового трения увеличивается пропорционально гидравлической мощности (или частоте вращения в третьей степени), потери же на трение в уплотнениях вала и подшипниках растут значительно медленнее, чем гидравлическая мощность. В результате при увеличении частоты вращения роль потерь на трение в уплотнениях вала и подшипниках в балансе энергии уменьшается, что приводит к увеличению механического, следовательно, общего к.п.д.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image106.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.20. Кривые подобных режимов
Предположим, что от насоса требуется получить подачу 02 при напоре #, и что режимная точка 2 с координатами <?, и Н1 не лежит на характеристике насоса, полученной при частоте вращения пх (рис. 11,21). Надо определить такую частоту вращения, при которой насос сможет обеспечить заданный режим работы, другими словами, определить такую частоту вращения п2, при которой кривая напоров Я=/(0 характеристики пройдет через заданную точку 2 с координатами 02 и Н2.
Искомую частоту вращения п2 можно определить, используя формулы (11.17) и (11.18) пересчета. Поскольку они справедливы только для подобных режимов, то для того, чтобы можно было ими воспользоваться, необходимо найти такой режим (£?,, Я,) работы насоса при частоте вращения л,, который был бы подобен заданному режиму (0,, Н2). Выше было показано, что подобные режимы работы насоса лежат на параболе подобных режимов Н= яО2. Этому уравнению должны удовлетворять координаты заданной точки 2 и искомой точки 1.
Положение точки / находим графическим путем. Для этого проводим через заданную точку 2 параболу подобных режимов. Пересечение параболы с кривой напоров Я = f(Q) при частоте вращения п] дает режимную точку 1 с координатами Q] и Я,. Так как точки 1 и 2 лежат на одной и той же параболе подобных режимов, то режимы / и 2 подобны и для них справедливы формулы (11.17) и (11.18).
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image107.png" \* MERGEFORMATINET
частоты вращения, при которой характеристика проходит через заданную режимную точку
В этих формулах неизвестна только частота вращения п2, кбторую можно определить по любому из уравнений.
Насосная установка и ее характеристики [29]. Установка состоит из водоприемных устройств, всасывающих и напорных трубопроводов, насоса с двигателем и аппаратурой для пуска их в работу и ее контроля, трубопроводной арматуры (задвижки, обратные и предохранительные клапаны, оборудование для гашения гидравлических ударов и т. д.) и водовыпускных устройств.
Насос развивает напор, равный напору в системе насосной установки. Он складывается из геометрического напора Я, гидравлических сопротивлений всасывающего и напорного трубопроводов /z t, и разности давлений Ар после и до насоса.
На рис 11.22, а изображена схема насосной установки, подаюшей жидкость из закрытого резервуара, в котором избыточное давление р} может быть более и менее атмосферного/?а.)3 в закрытый резервуар с избыточным (манометрическим) давлением рг Разность давлений, которую должен преодолеть насос, при р] > ры и р2> ршАр — р — р прир, < /?и, и р-, >рт Ар =р2 + рг Тогда напор, который должен преодо леть насос, в приведенной схеме будет
H=H+Ap/(pg) + hip.(П.26)
Сумма первых двух членов в этом уравнении представляет статический напор Нс; = Я + Ap/(pg), где Яг — геометрический напор, равный разности отметок уровня жидкости в верхнем резервуаре (верхний бьеф) и нижнем (нижний бьеф). Тогда
Н=Н +h .
сл гр
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image108.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.22. Схемы насосных установок: подача жидкости из закрытого резервуара в закрытый (а), из отрытого резервуара в открытый (б)
Если верхний и низший резервуары открыты (рис. 11.22, б), то жидкость находится под действием атмосферного давления par (р2 = =:Ршу Р\ = Р„т)• Тогда Ар = 0 и #сг = Я, т.е.
H=ff+h}.(11.28)
Из рассмотрения формул (11.26), (11.27) и (11.28) видно, что величины Я и Яст зависят не от расхода, а только от постоянных параметров установки, а гидравлические сопротивления А являются функцией расхода hT? =./(0. Эта функция и называется характеристикой трубопровода. Суммируя ординаты указанной характеристики с Я или с Я 7, ] голучим полную характеристику насосной установки и общий напор, который должен создать насос.
Как известно, общие гидравлические потери напора (гидравлические сопротивления) складываются из потерь по длине во всасывающем и напорном трубопроводах hm и местных потерь напора hu, то есть
h — h +h.(11.29)
тпгтггм4'
При расчетном расходе 0{) вычислим гидравлические потери напора в конкретной насосной установке, для которой известны диаметры и длины труб, выбрана задвижка, устанавливаемая на напорном патрубке, и трубопроводная арматура (колена, конусы и т. д.).
Обозначим эти общие потери с индексом 0, т.е.
hf = h^l + hlx+hf№,(11.30)
где /?(5“Н — потери в задвижке при полном ее открытии.
При закрытии задвижки потери напора возрастают и могут быть подсчитаны по формуле
h = S..u,..?//':•> еЛ»
где ^задв — коэффициент сопротивления задвижки
вычисленные по формуле (11.30) общие потери напора ^ (при расходе Qq) разделим на Q]Q3 и получим коэффициент
4=a0tp/Go ■(и-32)Полагая, что А0 = const (только при так называемой квадратичной зоне сопротивлений, когда гидравлические потери пропорциональны квадрату скорости), можно получить уравнение характеристики трубопровода в виде
КР=Ш,(п.зз)где h и Q — переменные величины; А0 — коэффициент (см. формулу (11.32)).
Учитывая формулы (11.28) и (11.33), можно написать
E=ff+A0Q2 = H+hTp(11.34)
и по этому уравнению построить характеристику трубопровода (рис. 11.23). Если установка работает по схеме изображенной на рис. 11.22, а, то надо в формулу (11.34) подставить вместо Яг величину Отточка пересечения характеристик А называется рабочей точкой. Она дает напор НА и подачу Q x при конкретной системе трубопроводов и полностью открытой задвижке. Для данной установки Ол — максимальная подача насоса. Чтобы увеличить ее, надо или менять систему трубопроводов (изменять h или Я), или увеличивать частоту вращения вала насоса.
Для уменьшения подачи применяют два способа при крыше задвижки на напорном патрубке; уменьшение частоты вращения вала насоса. В первом способе задвижка создает в установке дополнительные
гидравлические сопротивления h^ = H^ + Щ1 (см, рис. 11.23), и рабочая точка на напорной характеристике перемещается влево (точка Б с напором Н\ и расходом насоса 0Б и напором в трубопроводе Н7^). В этом случае к.п.д. насоса значительно меньше к.п.д. насоса при открытой задвижке Г|и.
н ЛШр _ /?=сотої
Л
X ^заМ
О-Ш | 1 і £
1 1 - і
І *1 |
і і
о Ов Оа ч
Рис. 11.23. Совмещенные характеристики насоса и трубопровода
Этот способ хотя и прост, но экономически невыгоден, поэтому его применяют при кратковременном регулировании, испытании насосов и в лабораторных установках.
Второй способ не создает дополнительных потерь энергии при регулировании подачи. Однако при нем необходимо использовать двигатели с переменной частотой вращения.
Параллельное и последовательное соединения насосов [29]. В насосной установке часто несколько насосов соединяют на один трубопровод. В этом случае надо определить общие подачу и напор — найти рабочую точку на совместной общей напорной характеристике насосов и трубопровода.
При параллельном соединении напорные патрубки двух (или более) насосов подключают к одному напорному трубопроводу. Всасывающие короткие трубы, как правило, не объединяют, а прокладывают к каждому насосу.
Для построения общей напорной характеристики (И — 0)1+„, например для двух насосов / и // (рис. 11.24, а), надо на напорных характеристиках этих насосов при одинаковых напорах Н сложить соответствующие ему расходы и по этим точкам построить новую совместную напорную характеристику (Н — 0/+/г На рис 11.24, а эта кривая С—В начинается в точке С. Насос / имеет напор Нс при нулевом расходе, т.е. создает в системе только давление, а насос II при Нс имеет расход 0С. На характеристику насосов наносится характеристика трубопровода Л — О и точка пересечения А определяет наибольший расход 0/+//, который могут дать эти два насоса на данный трубопровод (диаметр с1, длина /) при их параллельном соединении. Если бы каждый из двух насосов имел отдельный напорный трубопровод такой же длины / и диаметра й, как и при параллельном соединении, то первый насос давал бы расход 0р второй (2Ц (см. рис. 11.24, а) и суммарный расход был бы равен 0/ + 0/г Этот расход больше, чем 0/+/г Их разница называется
Н{
7
НС
НА
іАд тр
Ш і і
(гм П-С0П5І да1 —
1
і 1 ММ
і:і. і ж тР а/ пасаті
_
Щ+Е) | Л
! 1 @іи%і ]/ ^
..... §2 щ а , гти*5;
^ТТ==«4-НІ»>
о
Рис. 11.24. Характеристики работы двух насосов на один трубопровод при параллельном соединении: при разных (а), одинаковых (б) напорных характеристиках
дефицитом подачи АО при параллельной работе двух (или нескольких) насосов на один трубопровод:
А 0 = (01 + 011)-0тА-(Ц-35)
Проведя из точки А горизонтальную линию, соответствующую напору НА, и найдя таким образом точки Е и Еж расходы 0Е и Оя можно определить к.п.д. насосЬв ц£ и т]р с которыми они работают в параллельном соединении при общем расходе (0Е + О/) = 0/+1Р и общий клі.д. двух насосов
117+77 0,;/г\~+д,/ц1У ■(11.36)
Если первый и второй насосы имеют одинаковые характеристики (они одной и той же марки), то совместную характеристику (И— 0)МР, кроме описанного выше способа сложения расходов при определенном напоре, можно получить более простым способом, показанным на рис 11.24, б: надо добавить ось абсцисс 20 (удвоить расходы), тогда в координатных осях Ни 20 характеристика одного насоса (Н— О) превращается в совместную характеристику двух насосов (Н— 0)мг Только на этом графике надо характеристику трубопровода й — 0 для одинарного расхода перестроить для удвоенного расхода по формуле
к’^л0(2аг=4А^=^,
где Л = АД2 — гидравлические потери напора для одного насоса (для нормальной оси абсцисс, а не удвоенной).
Пересечение (И - 0)1+п и й - 20 дает точку А и расход 0М1 на оси 20. На этой же оси можно найти расходи графически опреде
лить дефицит подачи АО.
Последовательное соединение насосов, когда напорный патрубок первого насоса подключается ко всасывающему патрубку второго и так далее, применяется для увеличения напора (это соединение аналогично многоступенчатому насосу).
(11.37)
Совместная шпорная характеристика двух и более насосов строится путем сложения напоров для одного и того же расхода. На рисунке 11.25 таким путем построена совместная характеристика (Н— 0)1+и при последовательном соединении насосов с характеристиками / и II. Рабочая точка А дает расход 01+и и напор Нг+П, а по характеристикам г| — О можно найти ц1 и ц1Г Общий к.п.д. последовательно работающих насосов
1,т" Я^+Яяя,’ INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image109.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.25. Характеристики работы двух насосов при последовательном соединении
где Щ и Нп — напоры кажя
Шг
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image110.png" \* MERGEFORMATINET
насоса на два резервуара


Работа насоса на два резервуара [29]. Для того чтобы определить расходы, поступающие в два резервуара по трубопроводам 2 и 3 (рис. 11.26) от насоса по общему трубопроводу 1, надо построить характеристики этих трубопроводов по формуле общего вида к = А0О2.
Ординаты характеристик трубопроводов 2 и 3 откладывают от уровней соответствующих резервуаров и получают кривые (Л — 02 И (*„-6)3 ■
Характеристику трубопровода 1 (Иг — 0, строят отдельно, внизу графика. Вычтем ординаты Н этой кривой из ординат напорной характеристики насоса Я— 0 и получим характеристику насоса Н' — 0 учитывающую потери напора на участке трубопровода 1.
Если теперь построить суммарную характеристику сопротивл ений на участках 2 и 3, то есть найти точку ее пересечения с новой хар ште- ристикой насоса Н’ — 0 то будут найдены рабочая точкам и соответствующие ей расход 0А и напор НК Суммарная характеристика сопротивлений в виде кривой СВ получена путем сложения расходов при нескольких значениях напора. Начинается она от точки С, где в резервуаре 2 насосом поддерживается только геодезический напор, а весь расход Ос подается только в резервуар 3.
Рабочая точка А пересечения СВ с Н" — 0 дает возможность определить и к.п.д. насоса т]д, а также и расходы 02 и 03 в ветвях трубопровода 2 и 3. Напор НА, соответствующий напору насоса и показанию пьезометра в точке соединения трубопроводов, дает на характеристиках трубопроводов (/г^ — 02 и (И — 03 точки, соответствующие расходам 02 и 0У причем 0А = 01 = 02 + 0У
В практике графических расчетов работы насосных установок, особенно для целей водоснабжения, встречается много вариантов соединений насосов и трубопроводов. Изложенная выше методика остается одинаковой для всех случаев.
Неустойчивая работа насосной установки (помпаж) [3]. В некоторых случаях работа, насоса является неустойчивой: подача резко изменяется от наибольшего значения до нуля, напор колеблется в значительных пределах, наблюдаются гидравлические удары, шум и сотрясения всей машины и трубопроводов. Это явление называется помпажем. Помпаж происходит у насосов, имеющих кривую напоров Н=ДО>) с западающей левой ветвью (рис. 11.27), т.е. кривую напоров, с максимумом при 0 > 0. Такую характеристику имеют обычно тихоходные насосы.
Рассмотрим по схеме, изображенной на рис. 11.27, неустойчивую работу насоса. Насос 1 подает жидкость по трубопроводу 3 в резервуар 5, откуда она поступает по трубе 4 к потребителю. Пусть в начальный момент резервуар заполнен жидкостью до уровня а. При этом насос работает в режиме, определяемом точкой А. Если расход жидкости, отводимый к потребителю, меньше подачи насоса <2Л, то уровень жидкости в резервуаре повышается^ характеристика установки смещается вверх и подача насоса в соответствии с кривой напоров Н = ЯО) уменьшается до тех
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image111.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.27. К определению зоны неустойчивой работы насоса
пор, пока рабочая точка не займет положения М. Если при этом подача насоса превышает расход, который сбрасывается из резервуара 5 по трубе 4, то уровень в резервуаре повысится еще больше и характеристика установки пройдет выше характеристики насоса. При этом потребный напор станет больше напора насоса, в результате чего произойдет срыв подачи. Под действием обратного тока жидкости обратный клапан 2 закроется. Насос будет работать при подаче й = 0 и напоре Щ. Из -за отсутствия притока жидкости в резервуар 5 уровень жидкости в нем будет понижаться (жидкость продолжает вытекать из резервуара 5 по трубе 4). После того, как уровень понизится до высоты, соответствующей напору Я0, насос снова вступит в работу. Подача резко, скачкообразно, возрастет до соответствующей рабочей точке В. Уровень в резервуаре опять начнет постепенно подниматься и явление повторится.
Срыв подачи насоса и переход его на холостой режим работы могут получиться и при неизменной характеристике установки (уровень в резервуаре 5 постоянен), если характеристика .установки пересекает характеристику насоса в двух точках (точки С и В характеристики). Это возможно при снижении частоты вращения (например, из-за временного падения напряжения электросети, питающей двигатель). При этом характеристика насоса понизится и произойдет срыв подачи до нуля. При последующем повышении частоты вращения насос будет продолжать работать при холостом режиме (0 = 0), так как напор, создаваемый им при {2 = 0, меньше статического напора установки. По этой жепричине помпаж может возникнуть при параллельной работе насосов, если напор при нулевой подаче одного из насосов меньше напора второго насоса при его одиночной работе на сеть.
Покажем, что насос не может работать в режимах, расположенных левее точки М касания характеристики насоса и насосной установки (см. рис. 11.27). Пусть режим работы насоса отклонится от режима, характеризуемого точкой В, в сторону больших подач (точка
Е). При этом потребный напор меньше напора НЕ сообщаемого
жидкости насосом (Щ345 < НЕ) в жидкости имеется избыток энергии, который идет на приращение ее кинетической энергии. При этом скорость жидкости увеличивается до тех пор, пока расход не достигнет значения, соответствующего режимной точке С. При отклонении режима насоса от режима, характеризуемого точкой О, в сторону меньших подач, потребный напор больше напора насоса. Недостаток энергии в жидкости приведет к ее замедлению и, следовательно, и падению подачи до нуля. Таким образом, при отклонении режима работы насоса от равновесного режима (точка В) он не возвращается в первоначальное положение. Следовательно, режимы работы насоса, лежащие левее точки М, неустойчивы. Таким же способом можно показать, что режимы, расположенные правее точки М, являются устойчивыми и насос в них может работать. Режимы, расположенные между точками Ми В, опасны в связи с возможностью возникновения помпажа, так как при этих режимах характеристика установки пересекает характеристику насоса в двух точках, поэтому границей устойчивых режимов является точка В, а не точка М.
Характеристики насосов, не имеющих неустойчивой области на зывают стабильными. Насосы, применяемые для подачи жидкости при переменных режимах, должны иметь стабильные характеристики.
Регулирование режима работы лопастных насосов [3]. Данной характеристике насоса и насосной установки соответствует только одна рабочая точка. Между тем, требуемая подача может изменяться. Чтобы изменить режим работы насоса, необходимо изменить характеристику насоса либо насосной установки. Это изменение характеристик для обеспечения требуемой подачи называется регулированием. Регулирование центробежных и малых осевых насосов может осуществляться либо при помощи регулирующей задвижки (изменяется характеристика насосной установки), или изменением частоты вращения (изменяется характеристика насоса). Иногда малые осевые
насосы регулируют перепуском части расхода из напорного трубопровода во всасывающий. Работа установки со средними и крупными осевыми насосами, имеющими поворотные ЛОІШШІ,
МЄНЄНЙЄМ угла УСТАНОВКИ лопастей рабочегоменяется характеристика насоса.
Регулирование задвижкой (дросселированием). Предположим, что насос должен иметь подачу не QÂ, соответствующую точке А пересечения характеристики насоса с характеристикой насосной установки, a QB<QÂ (рис, 11.28). Этой подаче соответствует рабочая точка В характеристики насоса. Чтобы характеристика насосной установки пересекалась с кривой напоров H=f(Q) в точке В, необходимо увеличить потери напора в установке. Это осуществляется прикрытием регулирующей задвижки, установленной на напорном трубопроводе. В результате увеличения потерь напора в установке характеристика насосной установки пойдет круче и пересечет кривую напоров Н= ÂQ) насоса в точке В. При этом режиме потребный напор установки складывается из напора Н^, расходуемого в установке при эксплуатации с полностью открытой задвижкой, и потери напора /г3 в задвижке. Таким образом, регулирование работы насоса дросселированием вызывает дополнительные потери энергии, снижающие к.п.д. установки, поэтому этот способ неэкономичен. Однако благодаря исключительной простоте регулирование дросселированием получило наибольшее распространение.
Регулирование изменением частоты вращения насоса. Изменение частоты вращения насоса ведет к изменению его характеристики и, следовательно, рабочего режима (рис.
. Для регулирования изменением частоты вращения необходимы двигатели с переменной частотой вращения (электродвигатели постоянного тока, паровые и газовые турбины и двигатели внутреннего сгорания). Наиболее распространенные асинхронные электродвигатели с короткозамкнутым ротором практически не допускают изменения частоты вращения.
Применяется также изменение ча- Рис. 11.28. Регулирование рабо- стоты вращения включением сопро- ты насоса дросселированием тивления в цепь ротора асинхронногодвигателя с фазовым ротором, а также гидромуфтой, установленной между двигателем и насосом.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image113.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.29. Регулирование работы насоса изменением шетсл ы вращения
Регулирование работы насоса изменением его частоты вращения более экономично, чем регулирование дросселированием. Даже применение гидромуфт и сопротивления в цепи ротора асинхронного двигателя, связанное с дополнительными потерями мощности, экономичнее, чем регулирование дросселированием.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image114.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.30. Регулирование работы осевого насоса из-
Регулирование перепуском. Оно осуществляется перепуском части жидкости, подаваемой насосом, из напорного трубопровода во всасывающий по обводному трубопроводу на котором установлена задвижка (см. схему установки на рис. 11.31). При изменении степени открытия этой задвижки изменяются расход перепускаемой жидкости и, следовательно, расход во внешней сети. Энергия жидкости, проходящей по обводному трубопроводу, теряется, поэтому регулирование Пс репуском неэкономично.
Регулирование поворотом лопастей. Оно применяется в средних и крупных поворотнолопастных осевых насосах. При повороте лопастей изменяется характеристика насо-
менением угла установки са и, следовательно, режим его работы (рис. лопастей
. К.п.д. насоса при повороте лопастей
изменяется незначительно, поэтому этот способ регулирования значительно экономичнее регулирования дросселированием.
Сравнить экономичность регулирования работы насоса различными способами проще всего по потребляемой насосом мощности. Пусть кривая <24 (см. рис. 11.31) является характеристикой насосной установки при полностью открытой регулирующей задвижке /, а кривые Я, и ^ — кривыми напора и мощности характеристики насоса при частоте вращения п{. Режим работы насоса определяется точкой А. Подача насоса равна ()А. Меньшую подачу 0В можно получить слс дующими способами.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image115.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.31. Сравнение экономичности разных способов регулирования работы лопастного насоса
Дросселированием. Прикрывая регулирующую задвижку 1, смещаем режимную точку насоса вдоль его характеристики из А в Вд . Мощность, потребляемую насосом при работе на этом режиме, найдем по кривой мощности Л^. Она равна М"р.
Изменением частоты вращения. При уменьшении частоты вращения режимная точка смещается вдоль характеристики насосной установки из А в Вч в. Этому режиму работы соответствует частота вращения пг Мощность насоса определяется по кривой мощности IVг, построенной для частоты вращения пг Она равна МВч в.
Перепуском. Перепуск осуществляется открытием задвижки 2. Так как, при регулировании перепуском характеристика насосной установки не изменяется (задвижка 1 остается открытой полностью), то при расходе насосной установки Ов напор насоса, равный потребному напору установки, определяется ординатой Н характеристики ОА насосной установки. При этом напоре режим насоса соответствует точке Вжр. Жидкость, подаваемая насосом, частично уходит во внешнюю сеть Шв), частично возвращается в подводящий трубопровод (дтр). Мощность насоса при работе на режиме Впер равна Л^пер.
Из рис. 11.31 следует, что наименьшая мощность получается при регулировании изменением частоты вращения, несколько больше мощность при регулировании дросселированием, самая большая — при регулировании перепуском: NВч и < УУ < Ив . Этот результат справедлив лишь для насосов, у которых с увеличением подачи мощность увеличивается (тихоходные и нормальные центробежные насосы). Если с увеличением подачи мощность уменьшается (например, в осевых насосах), то регулирование перепуском экономичнее регулирования дросселированием.
Условия пуст лопастных насосов в работу [29]. Центробежный насос надо пускать при закрытой задвижке на напорном патрубке (мощность при О = 0 минимальна), а осевой насос —при открытой задвижке (мощность при <2 = 0 максимальна, а при 0тт и Н ~ 0 минимальна). Выбор минимальной мощности на валу насоса создает благоприятные условия для электродвигателя во время его пуска в работу.
Центробежный насос, поставленный выше уровня воды в резервуаре (в нижнем бьефе), не может сам всосать жидкость, поэтому перед пуском всасывающая труба и корпус с рабочим колесом должны быть заполнены жидкостью при закрытой задвижке на напорном патрубке.
Существует несколько способов заливки насоса. Первый (самый простой) — заливка через верхнее отверстие в корпусе насоса из специального бачка или по обводной трубке из напорного трубопровода. В этом случае необходима установка на входе во всасывающую трубу приемного клапана (обратный клапан), который не дает вылиться воде из трубы, но в то же время создает дополнительные гидравлические потери напора (а следовательно, и энергии) при нормальной работе насоса. Поэтому этот способ не рекомендуется применять на стационарных насосных установках.
Второй способ — заполнение водой корпуса насоса и всасывающей трубы при помощи создания разрежения специальным вакуум- насосом, присоединенным к верхнему отверстию корпуса насоса. В этом случае никакого клапана на входе в трубу устанавливать не надо. Часто один или два вакуум-насоса используют для заливки нес кол ь- кю цен гробежных насосов. Их присоединяют к циркуляционному баку от которого идет разводка труб к насосам. В качестве вакуум- насосов обыкновенно применяют водокольцевые насосы — объемные гидравлические машины.
При третьем способе для разрежения и откачки воздуха используют струйный насос. Его применяют на стационарных установках, когда имеются дополнительные небольшие насосы, питающие струйные насосы (эжекторы).
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image116.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.32. Схема насосной установки с осевым горизонтальным насосом и приподнятым коленом всасывающей трубы
Четвертый способ — автоподсос: всасывающий патрубок работающего насоса соединяют трубочкой с неработающим насосом, который заполняется водой в результате разрежения, создаваемого работающим насосом. Этот способ применим на насосной станции с несколькими насосами, если один из них постоянно работает.
Пятый способ — использование объема воды, остающейся в специальных камерах или во всасывающем трубопроводе насоса. Характерным примером такой установки является горизонтальный осевой насос с положительной высотой всасывания (рис. 11.32). Всасывающий трубопровод имеет приподнятое колено, сделанное таким образом, что в насосе и в горизонтальном участке трубопровода перед пуском остается вода объемом V . Этот объем согласован с объемом воздуха Гвоз таким образом, что при пуске в работу насоса объем V , перемещаясь вправо, создает в трубе разрежение и вся труба заполняется водой.
Для того чтобы при длительной работе насоса в высшей точке колена не скапливался воздух, выделяющийся из воды и могущий разорвать водяной столб (воздушная пробка), здесь устанавливают маленький эжектор, отсасывающий воздух и питающийся от напорной трубы основного насоса.
Этот способ применяют теперь не только для осевых, но и для центробежных насосов.
Вихревые насосыВихревые насосы относятся к динамическим насосам трения. Основной конструктивный признак вихревых насосов — перемещениежидкой среды по периферии рабочего колеса в тангенциальном направлении, т.е. по касательным к окружности колеса.
Вихревые насосы применяют при малых подачах (0,5—40 м3/ч) и больших напорах (до 200 м) [29], которые в центробежных насосах при том же диметре колеса не могут быть достигнуты. Они имеют следующие преимущества по сравнению с центробежными насосами: компактнее и дешевле в изготовлении; могут сами всасывать жидкость при пуске их в работу (не требуют предварительной заливки); мало меняют подачу при изменении давления (крутопадающая напорная характеристика). К недостаткам вихревых насосов следует отнести: низкий к.п.д. 0,2—0,45; малую высоту всасывания; возможность подачи только чистых жидкостей с кинематической вязкостью не более 36 мм2/с.
Вихревые насосы, в которых жидкость циркулирует в межлопа- точном пространстве и канале, не пересекая колесо вдоль вала (3), называются вихревыми насосами закрытого типа (рис. 11.33).
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image117.png" \* MERGEFORMATINET
соса с рабочим колесом закрытого типа (7—7 см. текст)
Рабочим органом вихревого насоса закрытого типа является рабочее колесо 1 с радиальными или наклонными лопатками 2, помещенное в цилиндрический корпус с малыми торцевыми зазорами [29]. В боковых и периферийной стенках корпуса имеется концентричный канал 7, начинающийся у входного отверстия 6 и заканчивающийся у напорного 4. Канал прерывается перемычкой 5, служащей уплотнением между напорной и входной полостями. Жидкость поступает через входной патрубок 6 в канал 7, перемещается по нему рабочим колесом 1 и уходит в напорный патрубок 4. В пространстве, образованном соседними лопатками 2 рабочего колеса 7 и стенкой корпуса возникает вихревое движение. Напор увеличивается от входного патрубка 6 до напорного патрубка 4.
Другой разновидностью являются вихревые насосы открытого типа, в которых жидкость при движении пересекает рабочее колесо вдоль вала [29]. Жидкость из всасывающего патрубка 1 (рис. 11.34) поступает в кольцевой подвод 2 и через окно 3 сбоку в рабочее колесо 4 с прямыми лопатками. Далее, находясь в межлопаточ-ном пространстве, она приобретает давление и, пересекая колесо, выходит сначала в боковой канал 5, а потом через напорное отверстие 8 в отвод 6 и напорный патрубок 7. Этот насос имеет боковой канал 5, заканчивающийся напорным отверстием#.
„ „ „ гд.В рабочем колесе вих-
Рис. 11.34. Схема вихревого насоса с рабочим^
колесом открытого типа (/—7см. текст)ревого насоса открытого
типа энергия от колеса в канал передается не только продольными и поперечными вихрями, но и центробежными силами. Это усложняет картину течения, но не меняет общей характеристики рабочего процесса,
В вихре в ых насосах открытого типа рабочие колеса обычно имеют 12—24 лопаток, а в насосах закрытого типа — 18—30 лопаток.
Разрез вихревого консольного насоса типа В К с рабочим колесом закрытого типа показан на рис. 11.35 [29].
^ 3 4 5 II 1^1
Д: 1 м
А тШ -Л шшШшшш Рис. 11.35. Вихревой консольный насос типа ВК с рабочим колесом закрытого типа:
1 — корпус; 2 — крышка корпуса; 3 колесо закрытого типа; 4 — вал; 5 — опорный кронштейн; 6 — подшипник; 7 — сальник


Самовсасывание у вихревых насосов с рабочим колесом закрытого типа обеспечивается тем, что в корпусе насоса остается жидкость и при вращении рабочего колеса образуется воздухо-жидкостная смесь (воздух поступает из всасывающей трубы), которая выталкивается в воздушный колпак 1 (рис. 11.36) [29]. Для усиления отделения воздуха от воды в воздушном колпаке
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image119.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.36. Вихревой насос с рабочим колесом закрытого типа (1—4 см. текст)
устанавливается специальный сепаратор 2, в котором воздухо-жидкостная смесь закручивается. Воздух скопляется в середине спирали и выходит через трубочки 4 в напорную трубу, а жидкость сливается в рабочее колесо через отверстия 3. Это продолжается до тех пор, пока весь воздух не будет выкачан из всасывающей трубы, опущенной в
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image120.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.37. Вихревой самовсасывающий насос типа СВН с рабочим колесом открытого типа:
1 — вал; 2 — подшипник; 3 — манжетное уплотнение; (4—8 см. текст)


жидкость, которая ее заполнит. При нормальной работе жидкость подается через отверстия 3, сепаратор 2 и колпак 1 в напорную трубу.
Самовсасывающий вихревой насос типа СВН с колесом открытого типа изображен на рис. 11.37 [29, 37]. Корпус насоса состоит из трех секций: всасывания 8, нагнетания 4 и средней секции 6, связывающей две первые в единое целое. Основное рабочее колесо 7имеет прямые лопасти, соединенные для прочности по окружности ободом. Жидкость из колеса 7 поступает в боковой открытый канал (слева от колеса) и далее в секцию нагнетания 4.
Рабочее колесо 7 не может откачать воздух из всасывающей трубы при пуске насоса, поэтому установлено небольшое колесо открытого типа 5 с глухими каналами по обе стороны колеса. Оно откачивает во время пуска воздухо-жидкостную смесь (в основном воздух) из центральной части рабочего колеса 7 в секцию нагнетания 4. Когда насос заполнится жидкостью, то она начнет поступать в секцию нагнетания 4 как через, так и мимо колеса 5.
Водоструйные насосыСтруйные насосы относятся к динамическим насосам трения, так как жидкая среда перемещается в них внешним потоком, т.е струя, вытекающая из сопла, увлекает за собой жидкость в смесительной камере.
Струйные насосы в технике носят иногда и такие названия: инжектор (нагнетающий струйный насос, обыкновенно он питает паровые котлы водой при помощи пара), эжектор (всасывающий струйный насос, например, для выкачивания грязных вод и т. д.), гидроэлеватор или водоструйный насос, когда при помощи воды перемещается вода или пульпа (смесь грунта с водой).
Область применения водоструйных насосов чрезвычайно обширна и разнообразна [29]. Они применяются для откачивания воды из глубоких колодцев, шахт, котлованов, затопляемых подвальных помещений, при гидромеханизации строительных и горных работ, для смешения холодной и горячей воды теплофикационных сетей и подачи смеси в калориферы, а также на насосных станциях или установках для отсасывания воздуха из насосов перед пуском их в действие.
Широкое применение этих насосов объясняется прежде всего простотой конструкции (насос можно сделать в условиях мастерской), не имеющей подвижных деталей, что значительно увеличива-
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image121.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.38. Водоструйные насосы горизонтального типа с центральным (а) и боковым (б) подводом активной (рабочей) жидкости {1—5 см. текст)
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image122.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.39. Водоструйные насосы вертикального типа с центральным (а) и боковым (б) подводом активной (рабочей) жидкости
ет надежность их в работе по сравнению с другими насосами, а также возможность перекачки загрязненных и коррозионных вод и пульп.
Вследствие значительных потерь в насадке, в камере смешения, в горловине и в диффузоре к.п.д. струйных насосов невелик, порядка 0,15—0,30, причем чем меньше насос тем меньше его к.п.д.
В зависимости от схемы установки водоструйного насоса они бывают горизонтального и вертикального типов [29]. Основные части водоструйных насосов горизонтального типа указаны на рис. 11.38. Через сопло 1 вода под напором от специального насоса или бака вытекает с большой скоростью в камеру смешивания потоков 2. В ней образуется разрежение (вакуум), и вода из бассейна, откуда она должна перекачиваться, засасывается через подвод 5 в камеру смешения 2 и далее вместе с водой из сопла 1 поступает в диффузор 3 и отвод 4. Принципы работы водоструйных насосов вертикального (рис 11 39) и горизонтального типов аналогичны.
Поршневые насосыУстройство и принцип действия. Поршневые насосы с кривошипно-шатунным механизмом и клапанной системой распределения относятся к машинам, используемым в глубокой древности. Их применение известно со II в. до н.э., и в наши дни они являются одними из широко распространенных типов машин для перемещения жидкостей. Поршневые насосы для подачи воды и других жидкостей представляют простейшие объемные гидравлические машины с возвратно-поступательным движением поршня в гидроцилиндре.
В зависимости от назначения, устройства и условий работы поршневые насосы можно разделить на группы:
По способу приведения в действие — с кривошипно-шатунным механизмом с приводом от двигателя, прямодействующие и ручные.
По расположению оси цилиндра насоса — горизонтальные и вертикальные.
По устройству поршня насоса — поршневые и плунжерные.
По роду действия — простого (одиночного), двойного, тройного, четверного действия и дифференциальные насосы.
Поршневые насосы можно подразделить по числу оборотов, по производительности, по развиваемому напору. Однако все поршневые насосы работают по общему для них принципу «вытеснения» жидкости.
Конструктивная схема поршневого насоса простого действия с плунжерным поршнем движущимся возвратно-поступательно в цилиндре представлена на рис. 11.40 [3]. Рабочей камерой служит цилиндр 4, а вытеснителем — плунжер 5 с возвратно-поступательным движением, которое ему сообщает кривошипно-шатунный механизм. Система распределения, обеспечивающая соединение цилиндра попеременно с всасывающей (подводящей) 1 и напорной (отводящей) 2 линиями, состоит из всасывающего 6 и нагнетательного 3 клапанов. Клапаны являются самодействующими. При увеличении объе-
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image123.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.40. Схема поршневого насоса е кривошипно-шатунным приводом (1—6 ем, текст)
ма рабочей камеры (при цикле заполнения), в ней устанавливается давлениеры меньшее чем давлениер} перед клапаном 6. Под действием возникающей разности давлений клапан поднимается и камера заполняется жидкостью из всасывающей линии 1.
При уменьшении объема камеры (при цикле вытеснения), когда плунжер в нее вдвигается, давление в камере начинает повышаться, клапан 6 закрывается и, когда давление в камере достигает значения р2 за клапаном 3, жидкость будет вытесняться через этот клапан в линию 2.
Отметим, что описанная смена циклов возможна только при условии, что давление р2 больше, чем рх (это соответствует работе такой гидромашины в качестве 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 2, где давление меньше. Следовательно, использовать насос с самодействующими клапанами в качестве гидродвигателя невозможно, он необратим.
Объемное количество жидкости, подаваемой насосом в единицу времени, называется производительностью насоса £).
Тогда теоретическая средняя производительность насоса простого действия
0т = (М«)/6 0,где Р — площадь сечения поршня; £ — ход поршня; п — число двойных ходов поршня или число оборотов вала.
Действительное количество жидкости, подаваемой насосом 0, меньше теоретической подачи по нижеследующим причинам.
В насосе могут быть запаздывания открытия и закрытия всасывающего и нагнетательного клапанов, в результате чего происходит обратная утечка жидкости через клапаны. Она возможна и при неплотностях во всасывающей трубе, в сальниках, манжетах. Наиболее же существенной причиной, снижающей подачу, является выделение из жидкости растворенного в ней воздуха при всасывании или просачивание воздуха в цилиндр насоса через неплотности всасывающей трубы, сальников и т.п. Отношение действительно поданного объема жидкости к теоретическому называется объемным коэффициентом или коэффициентом наполнения:
по = 0/0,Этот коэффициент учитывает объемные потери вследствие утечки части жидкости внутри насоса через зазоры и неплотности.
Для больших насосов г|о доходит до 0,97—0,99; для насосов средней величины г|о = 0,90+0,95, а для небольших насосов г|о = 0,85+0,96. С увеличением вязкости жидкости и числа оборотов вала т]о уменьшается.
Действительная производительность насоса простого действия поэтому выражается формулой
0 = 0тт!о = т1о(м«)/60.(11.38)
На рис. 11.41 представлена схема устройства насоса двойного дей- стзия с двумя рабочими камерами (справа и слева). В каждой камереимеются два самостоятельных клапана — всасывающий 1 и нагнетательный 2.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image124.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.41. Схема плунжерного насоса с двойного действия (1, 2 см. текст)
При движении поршня вправо происходит всасывание жидкости в левую камеру, а из правой камеры в это время жидкость нагнетается в нагнетательный трубопровод. При обратном ходе поршня всасывание происходит в правую камеру, а нагнетание — из левой камеры в нагнетательный трубопровод.
Так, как насос двойного действия представляет
как бы два спаренных насоса простого действия, и силы давления на его поршень на протяжении обоих ходов примерно одинаковы, то производительность его теоретически вдвое больше производительности насоса простого действия, а работа насоса при этом более равномерна. Однако при наличии штока лишь с одной стороны поршня количество вытесняемой им из каждой камеры жидкости неодина-
Средняя производительность насоса двойного действия равна сумме подач с обеих сторон поршня (?1 и От
(11.39)
о=о +а -л “+л
и и+й л„ 60 +л„ 60 ■П0 б0где/— площадь сечения штока.
Насос двойного действия можно устроить и в виде двухцилиндрового (сдвоенного) насоса простого действия, поршни которого приводятся в движение от общего вала при помощи кривошипов, установленных под углом 90° или 180° один относительно другого.
Равномерность подачи можно получить таюке устройством ступенчатого поршня. Такие насосы называются дифференциальными [3,31]. Отличительной особенностью дифференциального насоса (рис. 11.42)
является то, что за один оборот вала он производит всасывание за один ход, а нагнетание жидкости в течение обоих ходов поршня.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image125.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.42. Схема плунжерного (а) поршневого (б) дифференциального насоса: 1,2— всасывающий и напорный клапаны; 3 — уплотнение поршня: сальник (вариант I) или малый зазор (вариант II)
Средняя производительность дифференциального насоса определяется следующим образом. При ходе поршня вправо с левой стороны всасывается объем жидкости, равный и нагнетается из правой камеры объем т]о(/^ — /)3. При обратном ходе поршня (влево) из левой камеры нагнетается в обходной канал О объем Г|оЖ, причем часть этого объема, главная Г1о(/7’—/)$, перетекает в пространство между стенками правой камеры и поверхностью меньшей ступени поршня. Следовательно, за этот ход в нагнетательный трубопровод поступает объем
В таком случае общая подача за оба хода или за один оборот вала
ц^-~М + г\^цЖ
Поэтому средняя производительность дифференциального насоса получается такой же, как и насоса простого действия:
а = 'п/б’л/бО.(1140)
В дифференциальном насосе расход энергии на работу распределяется равномерно на оба хода — вперед и назад, отчего при той же производительности, как и у насоса простого действия, он подает жидкость с такой же степенью равномерности, как и насос двойногодействия. Имея всего лишь два клапана, он конструктивно является проще насоса двойного действия. Для правильной работы дифференциального насоса площадь сечения тонкой части поршня должна быть вдвое меньше площади сечения утолщенной части поршня.
Для откачивания воды из трубчатых колодцев и скважин применяют вертикальные погружные поршневые насосы с проходным поршнем (рис. 11.43) [3, 31]. Подобный насос имеет всасывающий клапан 1, расположенный внизу во всасывающей трубе, и нагнетательный в теле самого поршня 2. При движений поршня вверх, внизу под ним происходит всасывание жидкости, которая заполняет освобождающийся при этом объем цилиндра. Одновременно, поршневой клапан 2 закрывается и жидкость, находящаяся над поршнем, проталкивается из верх- ш и іас г и насоса в нагнетательную трубу. При обратном движении поршня ни всасывания, ни нагнетания не происходит: поршень опускается до крайнего нижнего положения, пропуская через, поршневой клапан 2 засосанную перед этим жидкость. Таким образом, производительность и работа соответствуют рабочему процессу насоса простого действия, отличающегося неравномерной подачей.
Следует заметить, что во всех рассмотренных случаях производительность поршневых насосов не зависит от преодолеваемого напора, если не считаться с тем, что с увеличением напора возрастают утечки и несколько уменьшается от этого объемный коэффициент т|о. Поршневой насос может развить любой заданный напор, пределы которого определяются лишь прочностью деталей насоса и мощностью двигателя, приводящего насос в действие.
Закон движения поршня и графическое изображение подачи поршневыхнасосова [31]. В большинстве случаев поршневой насос приводится в движение от кривошип но- шатунного механизма, соединенного с равномерно вращающимся валом. Принимая для простоты длину шатуна по сравнению с радиусом кривошипа бесконечно большой, установим закон неравномерного движения поршня в насосе а следовательно, и характер подачи жидко-
Рис. 11.43. Схема вертикального погружного поршневого насоса (/, 2 см. текст)сти поршневым насосом (рис. 11.44). Обозначим: г — радиус кривошипа; <5" — ход поршня; и — мгновенная скорость поршня; ш — угловая скорость вращения кривошипа; а — угол поворота кривошипа; Ь — длина шатуна; х — путь, пройденный поршнем от крайнего левого положения при повороте кривошипа на угол а.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image127.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11 44 Схема действия кривошипно-шатунного механизма
При бесконечно большой длине-шатуна можно считать Ь = Ас ~ ~ АЪ, а путь смещения поршня х = ас~аЪ = х или
(11.41)
(11.42)
(11.43)
■х = х' = г — rcom = г{1 — cosa).
Тогда скорость движения поршня будет и = dx/dt — rsina(da/df).
При постоянной угловой скорости имеем ш = da/dt. Следовательно
и = dx/dt = GFsina.
Таким образом, поршень движется с переменной скоростью, зависящей от угла поворота кривошипа а. Очевидно, что скорость поршня изменяется от и = 0 до и = мшах. При этом максимальное ее значение при а = 90° будет итях = тг.
(11.44)
Ускорение поршня:
du/dt = ((£>rcosada)/dt = to^cosa.
На основании уравнений (11.43) и (11.44) графически скорость поршня можно представить в виде синусоиды, а ускорение — в виде косинусоиды.
Полученный закон изменения скорости поршня позволяет установить характер подачи жидкости поршневым насосом.
Если объем жидкости, подаваемой поршнем за полный ход насоса простого действия равен (? = Ж, то при смещении поршня за бесконечно малый промежуток времени dt на расстояние dS подача насоса будет равна dQ = FdS или, выражая путь, проходимый поршнем, через скорость, т.е. d/5'= udt, получим
dQ = Fudt = Fmrsinadt = Frsinada,(11.45)
так как dt = da/ю.
Следовательно, подача поршневого насоса для любого момента времени пропорциональна синусу угла поворота кривошипа, т.е. изменяется по синусоиде, имея максимум при а = п/2.
Для построения синусоидальной подачи опишем полуокружность радиусом, равным площади поршня R = F, взятой в некотором масштабе (рис. 11.45). На продолжении диаметра полуокружности, равного 2F, отложим в виде прямой линии развернутую длину окружности, описываемой кривошипом, радиуса г. Разобьем полуокружность и развернутую в прямую линию окружность 2%г на одинаковое число равных частей.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image128.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.45. Изменение подачи насоса простого действия за один оборот вала
Проводя горизонтали из точек деления полуокружности до пересечения с перпендикулярами из соответствующих точек на развернутой окружности, построим синусоиду. Допустим кривошип занимает положение Оа, определяемое углом его поворота а. При дальнейшем его повороте за бесконечно малый промежуток времени dt на угол da он опишет дугу, равную аЪ = Ыа. Тогда элементарная прямоугольная площадка под синусоидой
dQ = асгд. а = Frsmada.(11.46)
Из уравнения (11.45) и (11.46) следует, что элементарная площадь под синусоидой равновелика элементарной подаче, т.е. dQ = dО.
Интегрируя уравнение (11.46), получим
|сЮ = |<1(? = 0 = 0 = ^гБ^т. аёа = г^|8таёа = 2гБ = Б$ (11.47)
0 0оо
Таким образом площадь, заключенная между синусоидой и горизонтальной прямой АС, дает величину подачи объема жидкости О за один ход поршня или за половину оборота вала насоса простого действия.
Так как в насосе простого действия подача происходит лишь при одном ходе поршня, а при другом — обратном ходе подача не происходит, то на рис. 11.45 это выражается отрезком СВ, соответствующим повороту кривошипа от 0 до 180°.
Для суждения о средней подаче насоса в течение обоих ходов поршня необходимо площадь ЛВС заменить равновеликой ей прямоугольной площадью АА'В'В с основанием, равным АВ Тогда высота этой прямоугольной площади будет соответствовать средней подаче насоса О за полный оборот вала или за два хода поршня, т.е.
ср
0ф= 2%г = 012пг = €1/2%г,(11.47)
о /или в соответствии с уравнением
Оср = Б8/2пг = 2/т/2 тег = Б/к.(11.48)
Сравнением средней подачи Оср с максимальной подачей можно судить о степени неравномерности подачи. Максимальная подача равна максимальной ординате ОБ; но ОБ = Отах = Б. Отношение высот ординат соответствующих максимальной и средней подачам, определяет степень неравномерности подачи насоса 6. Для насоса простого действия это будет
8 = бп1ахМр=^ = л = 3Д4_(11.49)
На рис. 11.46 представлены кривые подачи насоса двойного действия. Верхние синусоиды соответствуют нагнетательным ходам поршня, нижние — всасывающим. Степень неравномерности подачи определяется аналогично:
~ О™ Б % . __
Ъ=Т=27=Г1’57-(11-50)~ср ^
ТС
Заштрихованные площади на рис. 11.46 показывают отклонение средней подачи от действительной. Из рис. 11.45 и рис. 11.46 видно,
^—im.—т
—ж Ч—
I#
От Qr
ЛII
ъ
/
У
\
/
/
\
/
Ж.
а
Щп
З/Sff Pff

Рис. 11.47. Изменения за один оборот вала подачи насоса тройного (а) и четверного (б) действия
Из сравнения формул (11.49)—(11.52) видно, что наиболее равномерно, т.е. с наименьшей степенью неравномерности, работает насос тройного действия.
Процесс всасывания и нагнетания [31]. При правильной работе насоса капельная жидкость, не отрываясь от поршня, движется с той же скоростью, что и поршень. Скорость же поршня с течением времени изменяется. В первой половине хода она увеличивается от нуля до максимума, а во второй — уменьшается от максимума до нуля. Поэтому движение жидкости в цилиндре становится неустановившим- ся. Это является характерной особенностью и главным недостатком поршневого насоса.
Неустановившееся движение жидкости в цилиндре насоса, вследствие ее неразрывности при правильной работе насосной установки, вызывает такое же движение и во всасывающей трубе. В течение первой половины всасывающего хода поршня жидкость во всасывающей трубе движется ускоренно, а в течении второй половины хода — замедленно.
Как отмечалось, всасывание жидкости происходит под действием атмосферного давленияро на свободную поверхность источника. При этом напор pjgp, соответствующий атмосферному давлению, может
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image131.png" \* MERGEFORMATINET
4 . 1 Т" m f f- :ьуФч
^Чц. к 1
90° /\ 6 S-
ijZ 11 ? nI
/|\ f 1 ^ \
/
! А
Гб
\ А
/ Уг>
Рис 11 47 Изменения за один оборот вала подачи насоса тройного (а) и четверного (б) действия
Из сравнения формул (11.49)—(11.52) видно, что наиболее равномерно, т.е. с наименьшей степенью неравномерности, работает насос тройного действия.
Процесс всасывания и нагнетания [31]. При правильной работе насоса капельная жидкость, не отрываясь от поршня, движется с той же скоростью, что и поршень. Скорость же поршня с течением времени изменяется. В первой половине хода она увеличивается от нуля до максимума, а во второй — уменьшается от максимума до нуля. Поэтому движение жидкости в цилиндре становится неустановившим- ся. Это является характерной особенностью и главным недостатком поршневого насоса.
Неустановившееся движение жидкости в цилиндре насоса, вследствие ее неразрывности при правильной работе насосной установки, вызывает такое же движение и во всасывающей трубе. В течение первой половины всасывающего хода поршня жидкость во всасывающей трубе движется ускоренно, а в течении второй половины хода — замедленно.
Как отмечалось, всасывание жидкости происходит под действием атмосферного давления ро на свободную поверхность источника. При этом напор pjgp, соответствующий атмосферному давлению, может
быть выражен в метрах столба перекачиваемой жидкости. Этот напор расходуется на преодоление геометрической высоты всасывания /гв, на преодоление сопротивлений, создаваемых силами инерции масс жидкости во всасывающей трубе и в цилиндре к., на преодоление всех сопротивлений всасывающей системы к , на сообщение жидкости
Шв
кинетической энергии у2/(2£) или скоростного напора /*с и на преодоление напора, соответствующего давлению жидкости под поршнем д/(#р), т.е.
Ро/ёР = К+^ +Кв +кс+рх/(Ер),(11.53)
Высота, соответствующая разности между атмосферным давлением и давлением под поршнем, называется вакуумметрической высотой и равна
К=(Ро~Рх) /(Р£)=К+КВ+К+ К ■(11.54)
Уравнение (11.53) дает также выражение для определения геометрической высоты всасывания:
К = {Ро - Рх )/(Р£)-(Кн +К +ь1).(11.55)
Обозначим: ух — скорость жидкости во всасывающей трубе; / — площадь сечения всасывающей трубы; Р — площадь сечения поршня; £в — длина всасывающей трубы; х — путь смещения поршня от крайнего его положения; Мв — масса жидкости во всасывающей трубе; / — сила инерции массы жидкости Мв во всасывающей трубе; Мп— масса жидкости в цилиндре насоса; / — сила инерции массы жидкости в цилиндре; ^ов — общий коэффициент сопротивления всасывающей линии.
Тогда значение высоты всасывания по уравнению (11.55) определится нижеследующим образом.
Скорость движения жидкости во всасывающей трубе ух определится из условия неразрывного следования жидкости за поршнем, т.е. при V = и:
= у(Р//) = (/у/)юязтос.(11.56)
Ускорение жидкости во всасывающей трубе равно (1ух/& = (Р//ъ)с1у/& или в соответствии с уравнением (11.44):
(11.57)
сЬ/Л = {Р/^аРгсот.
Значение сова из соотношения (11.41) будет сова = 1 — х/г. Тогда сила инерции массы жидкости во всасывающей трубе
/в = Мв (&Х/Ж) = р/вХв (^//в)ш2г (1 -х/г).(11.58)
Сила инерции массы жидкости в цилиндре
1Ц = Мц(ёу/&) = рВх(д2г(1-х/г).(11.59)
Разделив уравнения (11.58) и (11.59) на объемный вес и на соответствующие сечения трубы и поршня, получим выражение для напоров, необходимых для преодоления инерционных сил:
К={кр№п)ш2г(\-х/г) и Ь1ц=(х^)т2г(\-х/г).
Тогда полный инерционный напор
(11.60)
х
(V \ со2г
+ X / У £ 1
/?. = /? 4-Й.
7/В III
1--
Напор А , расходуемый на преодоление всех сопротивлений всасывающей системы, складывается из потери энергии на преодоление гидравлических сопротивлений всасывающей трубы и всасывающего клапана, т.е.
Кп = К, + К, или = Сов (^ /2^)+\ ,(11.61)ГДЄ Сов =(^4/^ |+См2+-” + См/)-
Так как ул. = (Р//в)шг$та, а біпа = л/і-соб2« = Міх/г)-(х2/г2), то
^=(^//в)^^(2х/г)-(хг/г2)(11.62)
Подставив V из уравнения (11.61) в уравнение (11.62), получим
Кв = ^{Рг12^)^1г2(1х1г-х21г2)+к(ак.(11.63)
Для определения скоростного напора Ас = у2/(2^) надо подставить в его выражение значение скорости движения жидкости в цилиндре, равное скорости поршня V, т.е.
= югЛ(2х/г ) - (х2/г2).
Тогда
(11.64)
кс = Vі/2$ = [юV /(2$)]{2х/ г - х2/г2),
Подставляя значения /г., и к в уравнение (11.55), получим:
, /' 4—+х


г
Г

г
.А-Л
(ГГ

Ъс

или окончательно, после преобразований, получим
\ 2 ЮТ
х2
Г Р
Ц—+х
•/в

г
Ро~Рх
К
-\-И,
(11.65)
£
Iй Л(й2Г2ґ
—— -{- х А
^ В

Тогда давление под поршнем будет
\ 2 Ґ от г'
Лсо2г2/
2 А

г
К
98
А.
98
-к..
V
г р
4—+х
^ в
р2 Сов п2 1


(11.66)Из анализа уравнений (11.65) и (11.66) следует, что высота всасывания зависит от числа оборотов, радиуса вращения кривошипа и гидравлических сопротивлений и увеличивается с уменьшением этих величин. Давление под поршнем зависит от высоты всасывания, числа оборотов, радиуса кривошипа и гидравлических сопротивлений и с увеличением всех этих величин оно уменьшается.
Как указывалось, при разрежении во всасывающей системе образуются пары. Если величина, рJ{gp) получает отрицательное значение или будет меньше давления образующихся паров и выделяющихся из жидкости газов, то нормальная работа насоса может нарушиться. В таких случаях может произойти разрыв струи жидкости и отделение ее от поршня. Такое явление приведет не только к уменьшению коэффициента подачи, но и к гидравлическим ударам в цилиндре насоса. Поэтому, чтобы давление р/(яр) не вышло из допустимых пределов, приходится ограничивать высоту всасывания и принимать необходимые меры к уменьшению вычитаемого правой части уравнения (11.66).
Допустимое число оборотов может быть тем больше, чем меньше высота всасывания, длина всасывающей трубы и суммарное гидравлическое сопротивление всасывающей линии.
Допустимая высота всасывания будет тем меньше, чем больше число оборотов, чем больше вязкость и температура перемещаемой жидкости.
Критическое положение поршня в цилиндре, которое соответствует наиболее вероятному отрыву жидкости от поршня, и предельное число оборотов вала насоса определяется из анализа уравнения
(11.66).При нормальной работе всасываемая жидкость неразрывно следует за поршнем. Поэтому в первую половину хода поршня жидкость движется во всасывающей трубе ускоренно, а во вторую половину хода — замедленно. Следовательно, во второй половине хода поршня жидкость движется с отрицательным ускорением. Ее движение тормозится замедленно движущимся поршнем, отчего давление под поршнем возрастает. Очевидно, наибольшее разрежение будет под поршнем в начале всасывания, когдах = 0. Такое положение поршня будет критическим.
Определим из уравнения (11.66) инерционный напор для граничного условия, когда х = 0:
В /*В (й„ ■
/в 8 Р£
но так как со = пп/30, то
/, 900£ pg в Шк'
Откуда, принимая %2/% ~ 1, получим предельное число оборотов из условий процесса всасывания
т((р0-рх1р?)-к,-кг)п =
—(11.67)
Рассмотрим теперь процесс нагнетания и определим создающееся при этом давление под поршнем. Обозначим: ун — скорость жидкости в нагнетательной трубе; /н — площадь сечения нагнетательной трубы; Е— площадь сечения поршня; Ьн — длина нагнетательной трубы; рх — давление в конце нагнетательной трубы; Ми — масса жидкости в нагнетательной трубе; /н — сила инерции массы жидкости Мя в нагнетательной трубе; ^он — общий коэффициент сопротивления нагнетательной линии.
Разность давлений под поршнем и в конце нагнетательной трубы, т.е. (рх — ря)/(8р), расходуется на преодоление геометрической высоты нагнетания И , на преодоление сопротивлений в нагнетательной
трубе И ив нагнетательном клапане Лш , на сообщение кинетической энергии нагнетаемой жидкости или" на создание соответствующего скоростного напора к и на преодоление сил инерции к., т.е.
(11.68)
(рх~Ри)/Ш = К + К„ +К + К+иі.После подстановки значений соответствующих величин получим следующую зависимость для определения величины давления под поршнем в процессе нагнетания:
2 Л
^ 2 2 ЮГ I X
р1
Сонаті+ 1

р
4—+5-х
./н
2х х
СО Г
Р
Л
+ ^ +
+ /1.
Р8 Р8

(11.69)
Уравнение (11.69) показывает, что давление под поршнем является переменным. Наибольшая величинарх получается при х = 0, т.е. в начале хода поршня; наименьшее давление будет при х = 2г, т.е. в конце хода. При этом
ОТГ
= А + ^ +/г
“Г п “Г п
р§
4—+5-2Г
Л н
(11.70)
/ГП1П

При большой длине нагнетательной трубы и большом числе оборотов вала насоса вычитаемое правой части уравнения (11.70), определяющее инерционные силы нагнетаемой жидкости, может получить также весьма большое значение и оказаться больше суммы остальных членов правой части уравнения. Тогда значение р/(§р) будет отрицательным. В результате этого произойдет отрыв жидкости от поршня, сопровождаемый гидравлическим ударом. Для предотвращения этого явления, недопустимого для работы насоса, необходимо увеличить сумму положительных членов уравнения (11.70) или уменьшить величину отрицательного члена. Это может быть достигнуто: увеличением диаметра нагнетательной трубы, уменьшением числа оборотов вращения вала насоса и установкой на нагнетательном трубопроводе воздушного колпака. Уравнение (11.70) позволяет определить предельное число оборотов. Для этого необходимо определить член, характеризующий инерционные силы жидкости:
При давлении под поршнем рJ{gp), равном давлению паров жидкости при данной температуре, равенство соответствует предельному значению давления, при котором еще не происходит парообразование в насосе. Отсюда, приняв ш = пп/30:
рЛ —2 „2
Ь~+8-2г
Ju
*"г = Ь.+к+и _Анайдем предельное число оборотов п, или, принимая п2^' ~ 1, получим
„=30 (1К72)Несколько большие значения числа оборотов могут быть получены при устройстве воздушного колпака.
Воздушные колпаки. Основным недостатком работы поршневых насосов является неравномерная подача вследствие неустановившего- ся движения жидкости. В результате этого ухудшаются условия всасывания и нагнетания, а также может возникнуть опасное явление гидравлического удара.
Для уменьшения сил инерции и поддержания более или менее равномерного движения жидкости устанавливают на всасывающей и нагнетательной трубах воздушные колпаки, имеющие вид герметически закрытых камер (рис. 11.48) [31, 38].
Всасывающий воздушный колпак устанавливается между всасывающей трубой и цилиндром насоса и соединяется с камерой насоса короткой трубой. Он служит для поддержания более или менее равномерного движения жидкости во всасывающей трубе. Эта роль его выполняется следующим образом. Перед пуском насоса всасывающая труба и часть колпака заливаются водой. При всасывающем ходе поршня открывается всасывающий клапан и жидкость через него всасывается не из источника, а из воздушного колпака, уровень жидкости в котором значительно выше уровня источника (колодца). Так как масса жидкости, движущейся из колпака по укороченной трубе, значительно меньше, чем во всей всасывающей линии без колпака, то ускорение движущейся за поршнем жидкости в начале хода в таком случае будет при наличии колпака больше, чем без него. В течение хода всасывания над поверхностью жидкости в колпаке создается разрежение, и когда в конце этого хода всасывающий клапан закроется, то жидкость в колпаке поднимется, увеличивая давление находящегося в нем воздуха. При этом в состояние покой приходит только объем жидкости между клапаном и колпаком, т.е. меньший, чем в насосе без колпака. При последующем открывании всасывающего клапана жидкость вгоняется в насос давлением сжатого воздуха в колпаке. При достаточно большом объеме воздуха в колпаке колебания уровня жидкости в нем невелики. Разность давлений на поверхности источника ро и в колпаке рк при этом поддерживается почти постоянной. В результате вода из источника поступает по всасывающей трубе непрерывно и довольно равномерно. Неравномерное движение, жидкости остается лишь на коротком пути следования ее из колпака в камеру насоса.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image132.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.48. Схема расположения всасывающего и напорного воздушных колпаков
Нагнетательный воздушный колпак устанавливается между насосом и нагнетательной трубой. Он служит для поддержания равномерного движения жидкости в нагнетательной трубе. При ходе нагнетания воздух в
колпаке под давлением нагнетаемой жидкости сжимается; уровень жидкости в колпаке поднимается. К концу хода нагнетания, когда подача уменьшается, сжатый до этого воздух в колпаке расширяется и силой его упругости жидкость из колпака нагнетается в трубопровод. Таким образом, воздух в колпаке подвергается периодически сжатию и расширению, отчего уровень жидкости в колпаке соответственно то поднимается, то опускается. Чем больше объем воздуха в колпаке, тем незначительнее изменения его давления и объема, тем меньше колебания уровня жидкости в колпаке и равномернее подача ее из колпака в нагнетател ьную трубу.
Объем воздуха в напорных колпаках в долях от рабочего объема поршневого насоса FS: для насосов одностороннего действия F = 22FS, для насосов двухстороннего действия VK = 9FS, для насосов тройного действия V = 0,5FS, для дифференциального насоса
= 2FS.
К
Объем воздуха во всасывающих колпаках рекомендуется (5—10)^5 независимо от типа поршневого насоса.
Индикаторная диаграмма поршневого насоса [3] представляет запись давления в цилиндре насоса в зависимости от угла поворота а приводного механизма или, что то же, от времени. Она позволяет наиболее полно судить о рабочем процессе насоса и является основным 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 помощи датчиков давления, присоединенных к полости цилиндра, и осциллографа.
На рис. 11.49 показана индикаторная диаграммарп =/(а) для поршневого насоса с выравниванием подачи воздушными колпаками. Участок диаграммы 0 - к соответствует циклу вытеснения, а участок к — 2п — циклу заполнения.
Из-за неполноты выравненное™ подачи соответственно колебаниям подаваемого расхода в линиях давления в них р2 и р\ колеблются около своих средних значений р2шрх. При этом давления в цилиндре р2хх и рХи также колеблются около средних значений р2п и ры. Разницу между давлениями в цилиндре и в линии (например, р2п и ры) составляют потери в клапанахрк. Следовательно, насос, развивая полезное давление р должен создать в цилиндре полное приращение давления, назывтемое индикаторным давлением
РшГРщ-PwО1'73)
Полезное приращение, называемое давлением насоса, меньше рт и определяется зависимостью:
PH=P2-PV(11.74)
Сумма потерь давления в насосе
ZP=P,„-P„=P,u-P2+P,-P,n=Pa+P«(П'75) INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image133.png" \* MERGEFORMATINET
представляет собой потери в нагнетательном и всасывающем клапанах, последовательно проходимых жидкостью. Рассмотрим характерные участки изменения давления в цилиндре. Линия аЬ соответствует запаздыванию всасывающего клапана на протяжении угла ак1. Это задерживает начало возрастания давления в цилиндре. Участок йе представляет собой задержку падения давления из-за запаздывания нагнетательного клапана; линия Ъс — сжатие жидкости в процессе подъема давления от рь в точке Ь до рс, при котором открывается нагнетательный клапан. Процессу сжатия соответствуют угол сжатия а%2 и ход сжатия х^, определяемый сжатием жидкости в полезном и мертвом объемах. На участке сё жидкость вытесняется из цилиндра. После закрытия нагнетательного клапана в точке е и расширения жидкости, оставшейся в цилиндре (линия ^расширения мертвого объема), в точке g открывается всасывающий клапан и на участке go 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, характеризуемым величиной пропорциональной скорости отрыва, значительно превосходящей скорость посадки клапанов.
Налансыт пи&ыча. гюри€не:&и«:и ниаисиисновнси часть
мощности насоса Ын, подведенной к его валу от двигателя, сообщается жидкости поршнями в цилиндрах. Ее называют индикаторной мощностью N . Разность N и N является мощностью механичес-
TOC \o "1-5" \h \z нннин
ких потерь АМм. Она переходит в тепло и рассеивается при трении в приводном механизме и уплотнениях насоса.
Согласно выражению Т1 = (ЛГ —АМ)/М = N /Ы величина АЖ
Г*М 'IIм// нин' нм
связана с механическим к.п.д. насоса выражением
(Ж — Д/У )/М =М /И =\-ц .(11.76)
х нш// нм' н«м47
Индикаторную мощность определяют по индикаторной диаграмме, площадь под которой пропорциональна работе Лпи, совершенной поршнем во время одного оборота. Она состоит из работы цикла вытеснения Ав и цикла заполнения Аз. На рис. 11.49 величину Ав представляет площадь над отрезком 0 — к цикла вытеснения, а Ал — площадь над отрезком % — 2к цикла заполнения.
Работа за один оборот
/гЛ^ / /г/г
4* = Л-4 = Р1и(1х-8\р\ис1х=5- |р2пвторое-\рытшаёа
.(11.77)
Отрицательная величина ^ показывает, что заполнение происходит при силе давления жидкости Бр’ совпадающей по направлению с движением поршня. Если при заполнении в цилиндре существует вакуум, т.е. насос всасывает, работа^ также положительна.
Зная масштабы записи на диаграмме угла а поворота кривошипа и давления /?ц, величина Апн может быть вычислена. Это позволяет определить индикаторную мощность
N =А п.
ИНин
Согласно выражению полезной мощности насоса, насос отдает потоку, направленному потребителю, полезную мощность = Ори. Разность, ДУУ = Лгии — Ми представляет сумму потерь гидравлического происхождения, также рассеиваемых в виде тепла. К ним относится мощность, уносимая с утечками через закрытые клапаны и уплотнения поршней, а также мощность, расходуемая на преодоление сопротивлений открытых клапанов пропускающих всю подачу.
Отношение
^/ЛГ„ = (ЛГШ-ЛГ„)/ЛГ„=1-ПШ1(11-78)
представляет долю потерь гидравлического происхождения. В нем Лин = ^п/УУн — индикаторный к.п.д. Он характеризует степень совершенства качающего узла насоса как гидравлического устройства. Из (11.76) и (11.78) получим уравнение баланса энергии насоса
др=#+дЖ+ДЖ.(11.79)
нпгмх7
Полный к.п.д насоса представляет произведение механического и индикаторного к.п.д.
11 = л7л,„ = г11,|д,-(Н.80)
Для тихоходных насосов, работающих при невысоких давлениях, когда запаздывание клапанов и влияние сжимаемости жидкости незначительны, их индикаторные диаграммы близки по форме к прямоугольным (а'с'й^'а'на рис. 11.49). В этом случае потери гидравлического происхождения можно разделить на мощность потерь Ир давления и мощность утечек ду:
А/Уг = + Я,) + Р„с1,-
При этом действительно рассмотрение полного к.п.д. как произведения трех частных к.п.д.
Полнота использования рабочего объема насоса характеризуется коэффициентом подачи. На рис. 11.49 можно видеть, что в наиболее общем случае для подачи жидкости используется только участок с — й цикла 0 — п вытеснения. Части цикла, соответствующие запаздыванию клапана (а%,) и процессу-сжатия (ах2) для подачи не используются. Кроме этого часть # жидкости поданной за время с — с1 утекает на протяжении полного цикла через неплотности закрытых клапанов и уплотнений подвижных элементов насоса. Если циклу 0 — п соответствует полный ход поршня к, то части хода, соответствующие непроизводительным участкам, будут соответственно хк1 и хк2. Тогда выражение баланса подачи будет иметь вид
Ои = Уоп = 8кт=0+$хк1т+(р/х)(К + К)%п+Чу
Это выражение, перегруппированное и записанное в относительной форме, представляет коэффициент подачи
О__ Бкт-5хк] т-(У0 + Ув)тр/х~ду 0и81цп
Поршневые насосы являются высокопроизводительными машинами с высоким коэффициентом подачи. При правильной конструкции клапанов потери подачи из-за запаздываний малы. При работе на умеренных давлениях (рн < 10 МПа) доля утечек составляет 1—2%, а доля процесса сжатия не более 0,5%. При этом е = 0,97-^0,98. При высоких давлениях (30-40 МПа) соответственно утечки составят 4— 6%, сжатие 3—6% (в зависимости от V) и коэффициент подачи понизится до е = 0,89-Я),93.
Поршневые насосы являются также и высокоэффективными машинами, имеющими высокий к.п.д. Обращаясь к выражениям (11.79) и (11.80), укажем, что доля механических потерь ЛМм = (0,04^-0,06)# и соответствующее значение Г|м = 0,96-5-0,94.
Доля гидравлических потерь АМг при удачной конструкции клапанов и матом вредном объеме незначительно превосходит величину потерь подачи, составляя при высоких давлениях 10-13%. Соответственно Г| незначительно меньше величины е: 11 =0,87-5-0,9.
•инчш 53
Таким образом, при умеренных давлениях полный к.п.д. насосов может достигать значений 0,9—0,92 и при высоких давлениях 0,9— 0,85, причем снижение к.п.д. с ростом давления в значительной степени определяется не свойствами самого насоса, а упругостью жидкости. Особенно заметно снижение е и т|, если в перекачиваемой жидкости присутствует нерастворенный газ, что сильно снижает модуль объемной упругости и увеличивает потери подачи на сжатие.
Кавитация в поршневых насосах [3]. Внешним проявлением кавитации в насосе являются шум и вибрация при его работе, а при развитой кавитации снижение подачи.
На рис. 11.50 показаны кавитационные характеристики насоса. Из их рассмотрения следует, что развитая кавитация возникает в следующих случаях: если при постоянном давлении перед входом в насос его частота вращения п чрезмерно велика (п > птш); если при постоянной частоте вращения давление рх перед входом в насос чрезмерно мало (р, < р. . ).
^ I г 1тт/
I,
а
I
а)
6)
В)
Рис. 11.50. Кавитационные характеристики поршневого насоса
Причиной снижения подачи в обоих случаях является уменьшение давления в цилиндрах до такого предельного значения ртт прикотором из-за кавитации часть их объема остается к концу цикла всасывания незаполненной жидкостью.
Во время заполнения жидкость поступает в рабочие камеры под действием давления ро перед входом в подводящую линию (рис. 11.51). Будем считать, что насос имеет выровненную подачу и скорость в подводящей линии пульсирует слабо. Прерывистое движение еуше- ствует-только в патрубках II, питающих отдельные цилиндры. Длина таких патрубков мала и поэтому инерционные понижения давления практически отсутствуют. Эти условия соответствуют большинству случаев эксплуатации насосов.
Давлениеры в цилиндре меньше давленияро перед входом. Их разность составляют затраты энергии рgH на преодоление высоты всасывания Н, на преодоление потерь рп1 в подводящем тракте, на преодоление потерь во всасывающем клапане рк и на поддержание движения жидкости в цилиндре со скоростью \’ж:
(11.81)
Я-^ш=Ру + РЯЯ+Л, + #к-
При бескавитационной работе жидкость следует за поршнем и уж = уп, скорости поршня, описываемой уравнением (11.42). Все члены уравнения (11.81), кроме определяемого Н, пропорциональны подаче насоса и зависят от частоты его вращения п. При этом потери рц1 = С1;2г/2 (здесь V. — скорость жидкости в трубе) определены средней, суммарной подачей из всех цилиндров. Потери рк зависят соответственно характеристике клапана от расхода 0 = Я;ж, поступающего в каждый цилиндр. Этим же расходом: определяется и гж.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image135.png" \* MERGEFORMATINET
На рис. 11.52, а представлен график уравнения (11.42) скорости поршня vm =/(а). Применив другой масштаб по оси ординат, его можно рассматривать как график скорости нарастания объема цилиндра насоса Ои т = Fvu =/(а). Площадь 0 — 1 — 2 — 3 — 5 — 6-0 под графиком выражает объем цилиндра VB — Fh.
Если давление рд ограничено, то при не ко юрой достаточно большой частоте;вращения скорость поршня может достигнуть критического значения vnl, при котором давление в цилиндре достигает предельного минимального значения ры — ртЫ (см. график р = Да)). Обычно ртЫ ~ рн п давлению насыщенных паров жидкости. При этом жидкость оторвется от поршня, в цилиндре будет образовываться незаполненный объем ¥и, а жидкость будет поступать в цилиндр с постоянной скоростью V < V . Величина V является предечь
гж. шах пж. шахг
ной, так как соответствует предельному перепаду давлений ро — рп Па рис. 11.52, а объем VH представлен площадью 1 — 2 — 3 — 1.
При замедлении поршня, после режима 3, жидкость продолжает поступать в цилиндр со скоростью уж max > vn пока в цилиндр не поступит объем F восполнения парогазовой полости, равный Vu (площадь 3 — 4 — 5 — 3),
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image136.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.52. Графики подачи поршневого насоса при кавитации в цилиндре (а, б см. текст)
При описанном процессе всасывания с начальной кавитацией цилиндр к концу входа всасывания будет заполнен и подача 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 Г - 3 - 4’ - 5').
Критический режим развитой кавитации, при котором начинается снижение подачи, характеризуется условиями ¥и — ¥в при окончании процесса восполнения в точке 6 (рис. 11.52, б). Кавитация в критических условиях должна начаться при вполне определенном теоретическом значении V = V , близком по величине значению сред-
ж. шах п.кр’г ^
ней скорости поршня га , представляющей высоту прямоугольника О — 7 — 8 — 5 — 0, равновеликого площади под синусоидой уп =/(а),
Упср = к(й/ж = 0,318/гю.(11.82)
Интегрирование по площади 0 — 1 — 3 — 4 — 6 для критических условий показывает, что
V = 1,12у = 0,356/7(0.(11.83)
п.кр 5 п.ср 347
В общем случае
у = (pv .(11.84)
П.кр т п.ср4/
Коэффициент ф является переменной экспериментальной величиной и зависит в основном от количества нерастворенного газа, содержащегося в жидкости, поступающей в цилиндр. При отсутствии газа он близок к своему теоретическому значению согласно выражению (11.83). |
При значительном количестве нерастворенного газа ф = 1,3+1,5.
Из рассмотренного следует, что начало кавитационного снижения подачи характеризуется равенством
фу = v ,(11.85)
т п.ср ж.тах4'
Критические условия перед началом кавитационного снижения подачи характеризуются равенствами:
р, = р' . ~ р : v = v = rnv \Q — Q
*!ц * min гн.п’ ж ж.шах т п.ср5^и.шах
Уравнение (11.81) баланса давлений линии всасывания для критических условий имеет вид
р =£
2
01пш+Рк+РЯН.
Я
Ф р I 0и.тах 2

Оно связывает, при известных размерах рабочих органов насоса, характеристике его всасывающего клапана и характеристике всасывающей линии, давление ро с величиной допустимой подачи Qn тах или с «тах — максимальной допустимой частотой вращения.
Исследование кавитационных качеств-насосов и, в частности, определение коэффициента <р, критической скорости поршня, проводят при помощи экспериментальных кавитационных характеристик. Их снимают при рп = const, п = const и постепенном уменьшении давления рх на входе в насос, или при возрастающей частоте вращения пирх = const. В результате испытаний по первому способу получают зависимости Q =f{px) для постоянных значений частоты п (см. рис. 11.50, а). Второй способ позволяет получить кривые Q =Дя) для разныхрх (рис. 11.50, б).
Начало кавитационного срыва подачи, обусловленное низким давлением рх на входе в насос или высокой частотой вращения п вала насоса, на обоих графиках отмечено волнистыми линиями, а буквой А — области развитой кавитации.
Результаты кавитационных испытаний по первому или второму способу дают возможность построить обобщенную-кавитационную характеристику насоса в виде графика птж =ЛрШп) (рис. 11.50, в). График позволяет находить «шах при заданном рх или рШп при известном п.
Типовые конструкции поршневых насосов. Прямодействующими называются бескривошипные насосы, получающие движение непосредственно от парового, пневматического или газового двигателя. Поршень прямодействующего насоса и поршень приводного двигателя насажены на один общий шток и цилиндр насоса с цилиндром двигателя составляет одно целое.
В настоящее время применяют горизонтальные прямодействующие насосы одноцилиндровые (двойного действия) и двухцилиндровые (четверного действия).
На рис. 11.53 представлен разрез горизонтального парового прямодействующего насоса [3,31]. В паровом цилиндре 1 имеются четыре канала, из них крайние каналы (а) служат для впуска свежего пара, а внутренние (в) — для выпуска отработанного пара. Распределение впуска и выпуска пара осуществляется коробчатым золотником 3 при помощи рычага 4, приводимого в действие от поршневого штока 5. В камере 6 насосной части над цилиндром расположены всасывающие клапаны к{, а над ними — нагнетательные клапаны к2.
При смещении золотника 3, поршня двигателя 2 и плунжера насоса вправо в левой половине парового цилиндра происходит впуск
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image137.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.53. Конструкция горизонтального парового прямодействующего поршневого насоса (1—6 см. текст)
свежего пара через открывающийся впускной канал (а), а из правой части — выпуск отработанного пара по каналу (в).
Одновременно в насосном цилиндре происходит всасывание жидкости в левую половину цилиндра через клапан кх и нагнетание из правой половины цилиндра через нагнетательный клапан кг Очевидно, что в прямодействующем насосе движение поршней возможно лишь в том случае, если давление пара в паровом цилиндре больше давления жидкости в насосном цилиндре. Так как давление жидкости в насосном цилиндре почти постоянно за весь ход поршня насоса, то и давление пара в паровом цилиндре должно быть также за весь ход поршня постоянным. Это значит, что паровая машина в данном случае должна работать без расширения пара, т.е. с полным наполнением цилиндра свежим паром и выпускать его из цилиндра при том же рабочем давлении. Ясно, что расход пара при таком несовершенном его использовании в этих насосах получается очень большим, т.е. эти насосы работают весьма неэкономично, что и является их главным недостатком. Однако прямодействующие насосы довольно широко применяются для вспомогательных целей в производствах, где в основном технологическом процессе используется пар, воздух или газ под давлением. Они часто выполняют функции аварийных насосов, используемых при отсутствии электроэнергии. Широкое распространение этих насосов объясняется значительными их достоинствами, к числу которых относятся: простота устройства; более равномерная подача, чем у приводных поршневых насосов; надежность работы; вследствие почти постоянной скорости поршня преодоление инерции жидкости происходит более плавно, поэтому воздушные колпаки в этих насосах применяются меньших размеров; при переходе поршнями мертвых положений клапаны этих насосов спокойно опускаются на седло, в связи с чем в насосах может быть допущена большая высота подъема клапана; простота ухода при эксплуатации, не требующая высокой квалификации обслуживающего персонала; простота и удобство автоматического регулирования и др.
Производительность прямодействующих поршневых насосов составляет 0,5—120 м3/ч. Они тихоходны, так как нормально выполняют 30—40 об/мин, а максимально до 50 об/мин. Регулировать число оборотов можно простым открытием или закрытием парового вентиля.
Объемный к.п.д. при перекачивании воды невысокой температуры достигает 0,95, а общий к.п.д. прямодействующего поршневого насоса (водяного цилиндра) — 0,78—0,85.
Технические характеристики некоторых прямодействующих поршневых насосов, широко используемых в металлургической промышленности, приведены в табл. 11.2 [31].
Горизонтальные поршневые насосы двойного действия являются самыми распространенными из всех поршневых насосов. Один их таких насосов с плунжерным поршнем показан на рис. 11.54 [31].
В корпусе насоса 1 (который может изготавливаться из чугуна, литой или кованной стали) располагаются гидроцилиндр 2, всасывающая 10 ж нагнетательная 13 камеры. Во всасывающей камере 10 насоса расположены два всасывающих клапана 12 и фланец всасывающей трубы 11. В нагнетательной камере 13 насоса расположены два нагнетательных клапана 14, фланец нагнетательной трубы 15 и нагнетательные воздушные колпаки 16. Плунжерный поршень 3 насоса приводится в движение штоком поршня 5, соединенным через крейцкопф 6 и шатун 8 с кривошипом 9, и совершает в гидроцилиндре 2 возвратно-по- ступательное перемещение. При движении поршня 3 вправо объем жидкости в левой рабочей камере 4 увеличивается, а давление в ней уменьшается и жидкость из всасывающей камеры 10 через левый всасывающий клапан 12 поступает в левую рабочую камеру 4. Так происходит процесс всасывания в левую рабочую камеру 4 при закрытом левом напорном клапане 14. Одновременно с этим, объем жидкости в правой рабочей камере 4 уменьшается, а давление в ней увеличивается. Под действием давления жидкости в правой рабочей камере 4 правый всасывающий клапан 12 закрывается, а нагнетательный правый клапан 14 открывается и жидкость из рабочей камеры выталкивается в нагнетательную камеру 13 и далее из нее в нагнетательный трубопровод. Далее при вращении кривошипа 9 плунжерный поршень 3 начи-
Таблица 11.2. Технические характеристики некоторых прямодействующих поршневых насосов
Марка
насоса Производи
тельность,
м3/ч Диаметр цилиндров,
мм Двойных
ходов в минуту Напор,
м Масса насоса, кг
парового гидравли
ческого БНП 0,25-0,75 89 95 40+120 80 87
НПВ 6+14 135 90 38+63 120 230
НПН-3 13+25 190 130 15+30 200 830
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image138.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.54. Конструкция горизонтального поршневого насоса двойного действия:
1—6, 8—16 см. текст; 7 — штуцер масленки; 17 — крышка цилиндра
нает перемещаться влево. При движении поршня 3 влево объем жидкости в правой рабочей камере ^увеличивается, а давление в ней уменьшается. Под действием разрежения правый напорный клапан 14 закрывается, а открывается правый всасывающий клапан 12 и жидкость из всасывающей камеры 10 через открытый всасывающий клапан поступает в правую рабочую камеру 4. Так происходит процесс всасывания в правую рабочую камеру 4 при закрытом правом напорном клапане 14. Одновременно с этим, объем жидкости в левой рабочей камере 4 уменьшается, а давление в ней увеличивается. Под действием давления жидкости в левой рабочей камере 4 левый всасывающий клапан 12 закрывается, а нагнетательный левый клапан 14 открывается и жидкость из левой рабочей камеры 4 выталкивается в нагнетательную камеру 13 и далее из нее в нагнетательный трубопровод. При дальнейшем вращении кривошипа 9 описанный цикл горизонтального поршневого насоса двойного действия повторяется.
Насосы такого типа при различных диаметрах цилиндров охватывают об ч 1сть напоров до 700 м и производительностей до 1400 л/мин.
Технические характеристики некоторых горизонтальных поршневых насосов двойного действия, широко используемых в металлургической промышленности, приведены в табл. 11.3 [31].
Горизонтальные поршневые насосы тройного действия. В металлургической промышленности, в насосных и насосно-аккумуляторных станциях на воде или эмульсии широко используются горизонтальные поршневые насосы тройного действия, представляющие собой агрегат из трех насосов простого действия.
Горизонтальный поршневой насос (рис. 11.55) [6, 7] состоит из листового корпуса 8 эксцентрикового вала 7, на роликовых подшипниках которого при помощи пластинчатых пружин 9укреплены три шатуна 6. От шатунов движение через пальцы и игольчатые подшипники передается плунжерам 5. На корпусе насоса монтируется блок ци- линдров 3, внутри которого размещены уплотнительные устройства
клапаны всасывающие 1 и нагнетательные 2.
При вращении эксцентрикового вала 7 в корпусе 8 плунжер 5 совершает возвратно-поступательное движение. При движении плунжера 5 вправо объем жидкости в рабочей камере увеличивается, а давление в ней уменьшается, и жидкость из резервуара по всасывающей трубе (на рис. не показана) через всасывающий клапан 1 поступает в рабочую камеру. Так происходит процесс всасывания при закрытом нагнетательном клапане 2. При движении плунжера 5влево объем жидкости в рабочей камере уменьшается, а давление в ней повышается. Под действием давления всасывающий клапан 1 закрывается, а нагнетательный клапан 2 открывается, и жидкость из рабочей камеры вытесняется через нагнетательный клапан 2 в напорный трубопровод (на рис. не показан). Далее при вращении эк-
Таблица 11.3. Технические характеристики некоторых приводных горизонтальных поршневых насосов
Марка
насоса Произво
дитель
ность,
м3/ч Число
цилин
дров Диаметр
цилиндра,
мм Ход поршня, мм Двойных ходов в минуту Напор,
м Масса
насоса,
кг
К-21 10+16 1 150 200 29-43 30 425
нпш-зо 20+30 2 100+82 150 125 160+225 1427
Т.Г-30 30 3 90 150 125 200 1085
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image139.png" \* MERGEFORMATINET
Рис, 11.55. Конструкция горизонтального поршневого насоса тройного действия типа УН (У—9 см. текст)
сцентрикового вала описанный цикл работы поршневого насоса повторяется.
Мембранные насосыБольшой интерес представляют мембранные насосы. В мембранных насосах роль поршня выполняет упругая диафрагма — мембрана. Такие насосы применяются для перекачивания жидкостей, химически действующих на рабочие органы насоса. На рис. 11.56 приведена схема мембранного насоса простого действия [31]. Плунжер насоса 1 отделен от перекачиваемой жидкости диафрагмой-мембраной
Рабочая камера цилиндра 3 заполнена жидкостью, химически не действующей на цилиндр и плунжер насоса. При перемещении плунжера насоса происходит изменение объема рабочей камеры и давления жидкости в ней, которое передается через мембрану перекачиваемой жидкости. Клапанная коробка и клапаны изготавливаются из химически стойких материалов (свинец, керамика и др.). Упругая диафрагма изготавливается из каучука, а иногда из стали.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image140.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.56. Схемі мембранного наеоеа (обозначения см. текст)
При подъеме плунжера вверх в рабочей камере насоса создается разрежение, отчего мембрана поднимается.
Объем пространства под мембраной увеличивается. При этом всасывающий клапан /с!( поднимается и через него происходит засасывание жидкости в клапанную коробку и в освободившейся объем под мембраной. При обратном ходе плунжера давлением жидкости в рабочей камере под плунжером мембрана опускается. Всасывающий клапан кх при этом закрывается и жидкость, находящаяся под мембраной, преодолевая сопротивление нагнетательного клапана к2, поднимает его и выталкивается в нагнетательный патрубок.
Технические характеристики мембранного насоса ВМ 140/140, широко используемого в металлургической промышленности: производительность 8150 м3/ч; диаметр плунжера 140 мм; ход плунжера 140 мм; число двойных ходов в минуту 63; напор 25 м; масса насоса 840 кг.
Диафрагмовые насосыДиафрагмовые насосы работают по тому же принципу, что и мембранные, отличаются они простотой устройства и приспособленностью к перекачиванию жидкостей сильно загрязненных примесями, песком, илом и др.
Диафрагмовые насосы в металлургической промышленности широко используются при канализационных и строительных работах, откачивании воды из подвалов и др.
На рис. 11.57 представлен вертикальный разрез диафрагмового насоса [31]. Основной частью насоса является чугунная коробка 7, к которой болтами крепится верхняя часть насоса, снабженная отводящим патрубком 2.
Между обеими частями насоса помещается упругая резиновая диафрагма 3, которая при качании рычага 4 приводится в колебательное движение. Упругая диафрагма собственно и является главной частью, вызывающей при своем колебании от качания рычага, всасывающее и нагнетательное действие насоса.
При поднятии диафрагмы наклонением вниз связанного с ней рычага в камере А образуется разрежение, вследствие чего всасывающий клапан кх поднимается, и жидкость поступает в камеру насоса. При опускании диафрагмы обратным движением рычага всасывающий клапан закрывается, а в то же время под напором жидкости открывается нагнетательный клапан к2, установленный на диафрагме, и жид- Рис. 11.57. Схема диафрагмового насоса кость через патрубок 2 выбра- (обозначения см. текст)сывается из насоса.
Перед началом работы насос заливают водой. Эти насосы применяются главным образом как всасывающие при глубине всасывания до 6—7 м. Диафрагмовый насос можно соединить с механическим приводом. Производительность этих насосов 5—20 м3/ч.
Водокольцевые насосыСамовсасывающий водокольцевой насос очень прост и может быть использован как компрессор и как вакуум-насос. Схема водокольцевого насоса приведена на рис. 11.58 [31]. Ротор насоса снабжен неподвижными лопастями и эксцентрично расположен в закрытом цилиндрическом кожухе. В кожух налита вода. При вращении ротора жидкость под действием центробежной силы прижимается к внутренней стенке кожуха, образуя водяное кольцо. При эксцентричном расположении ротора в процессе вращения между лопастями образуются разной величины каналы, причем с правой стороны они постепенно увеличиваются, а затем, при переходе в левую сторону,уменьшаются. В торцевой части кожуха имеются два отверстия: одно всасывающее, другое нагнетательное. При вращении ротора по часовой стрелке вследствие увеличения объема каналов будет происходить всасывание воздуха через отверстие, а с левой стороны при уменьшении объема каналов — сжатие и нагнетание в напорное отверстие. Таким образом, жидкость действует подобно поршню, создавая то разрешение (справа), то нагнетание (слева). Для разобщения всасывающей стороны от нагнетательной вращающееся водяное кольцо должно в верхней своей части касаться ступицы колеса. Этот насос может одновременно откачивать и воду, но в количестве не более 10% от объема всасываемого воздуха. Поэтому насосы этого типа называются также макровоздушными вакуум-насосами. Объемный к.п.д. насосов достигает 0,70, однако полный их к.п.д. невелик и составляет 0,22—0,40.
*ис. 11.58. Схема установки самовсасывающего водокольцевого насоса:
1, 2 — всасывающая и напорная труба соответственно; 3, 4—- водоподводящий и сливной патрубки; 5 — патрубок для выпуска воздуха; 6 — кожух насоса
Несмотря на то, что к.п.д. самовсасывающих водокольцевых насосов низок, они имеют широкое распространение ввиду ряда их преимуществ: простоты конструкции, нечувствительности к засорению, отсутствия клапанов, больших чисел оборотов, позволяющих непосредственное соединение насосов с электродвигателем, возможности достижения значительного вакуума (до 99,5%) в этих насосах. Для правильной и равномерной работы насоса необходимо в насос подавать через всасывающий трубопровод некоторое постоянное коли
чество воды для компенсации неизбежной утечки жидкости в напорный трубопровод. Эта вода таюке охлаждает насос.
Самовсасывающие водокольцевые насосы широко применяются в металлургической промышленности не только как вакуум-насосы, но и как насосы для перекачивания жидкостей. Особенно целесообразно их применение для перекачивания жидкости из многих резервуаров малой емкости. Для этого всасывающий патрубок последовательно устанавливают из одного резервуара в другой. При перекачивании жидкости перед пуском водокольцевых насосов в работу необходимо предварительно залить всю камеру перекачиваемой жидкостью.
В табл. 11.4 приведены технические характеристики различных самовсасывающих водокольцевых насосов, изготавливаемых в странах СНГ [31].
Таблица 11.4. Технические характеристики самовсасывающих водо кольцевых насосов
Марка
насоса Производи
тельность,
м3/мин Расход
воды,
л/ч Число
оборотов,
об/мин Мощность
двигателя,
кВт Вакуум,
м Масса
насоса,
кг
РМК-1 1,5 10 1450 4,5 9,0 93
РМК-2 4,2 20 1450 10 9,2 109
РМК-3 11,5 60 960 29 А П 475
РМК-4 27,0 108 720 70 9 6 1028
Гидравлические тараныГидравлическим тараном называется водоподъемная установка, преобразующая силу гидравлического удара в полезную работу (подъем воды). Основное его отличие от других водоподъемников заключается в том, что в одной установке совмещен и водоподъемник, и гидравлический двигатель, использующий некоторый естественный напор Н0 и расход £? водоисточника, из которого забирается вода. Схема гидравлического тарана — на рис. 11.59 [29]. Работает он следующим образом. Вода из источника 1 (напорный бак, родник, река и т. д.) под напором Н0, двигаясь по питательной трубе 8, вытекает через ударный клапан 6 в атмосферу. Клапан 6 поднимается вверх и стремитсязакрыть отверстие под действием избыточного давления рgH0 на его тарелку. В трубе 8 происходит гидравлический удар, т.е. чередующееся повышение давления на величину АН= cv/g (где с — скорость волны гидравлического удара, у — средняя скорость воды перед ударом) с последующим понижением его на такую же величину. Указанное значение АН по формуле Н.Е.- Жуковского справедливо для мгновенного закрытия клапана.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image143.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11 59 Схема гидравлического тарана (ооозначения см. текст)
При постепенном закрытии оно меньше. При повышении давления в трубе 8 напорный клапан 5 открывается и часть воды из питательной трубы 8 поступает сначала в воздушный колпак 4, а далее в напорную трубу 3 и напорный бак 2 с расходом # и напором Н. При понижении давления в трубе 8 клапан 6 открывается, вода опять начинает вытекать в атмосферу и цикл работы повторяется.
Таким образом, гидравлический таран может работать длительно автоматически без осмотра, используя мощность водной энергии источника воды. Часть воздуха в воздушном колпаке 4 растворяется в воде, и объем его постоянно убывает. Для его пополнения (это обязательное условие нормальной работы тарана) устанавливают маленький клапан 7 (или калиброванное отверстие), который открывается при понижении давления в трубе 8, пропуская небольшую порцию воздуха сначала в трубу, а потом в воздушный колпак 4 через напорный клапан 5.
Гидравлический таран не получил широкого распространения, как, например, центробежный насос с электродвигателем, так как он не является универсальной машиной и требует специфических условий применения. Основное условие — наличие водоисточника с напором Яп, который должен быть не менее 0,8 м. Если такой водоисточник есть, то применять гидравлический таран очень выгодно. Некоторые фирмы и заводы изготовляют их небольшими партиями для целей водоснабжения. Разрезы гидравлических таранов ТГ-1 и ТГ-2 показаны на рис. 11.60. а, б [29, 39]. Обе конструкции были разработаны
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image144.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.60. Разрезы гидравлических таранов ТГ-1 (а) и ТГ-2 (б):
1 — воздушный колпак; 2 — регулируемый груз ударного клапана; 3, 5 — ударный и напорный клапаны; 4 — фланец для присоединения подводящего трубопровода; 6 — отвод к нагнетательному трубопроводу; 7,8 — напорный и подводящий трубопроводы; 9 — калиброванная трубочка для впуска воздуха
после него.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image145.png" \* MERGEFORMATINET
Д .И .Трембольским. У тарана ТГ-1 ударный клапан располагается до напорного колпака (по ходу воды в питательной трубе), а у тарана ТГ-2 —
Кроме этих конструкций, были разработаны и применяют в производстве гидравлический таран УИЖ-К100, разработан-
Рис. 11.61. Разрез гидравлического тарана УИЖ-К100:
— воздушный колпак; 2 — диафрагма; 3,4— напорный и ударный клапаны; 5 — отверстие для выпуска воды в напорный трубопровод; 6 — подводящий трубопроводный А.Д.Кобылянским. Гидравлический таран УИЖ-К100 (рис.
61) [29, 39] отличается от таранов ТГ тем, что в нем вместо тарельчатых клапанов использованы пластинчатые с резиновыми прокладками, служащие шарнирами. Воздух в воздушном колпаке отделен от воды специальной диафрагмой, что исключает его растворение в воде.
ЭрлифтыРабота эрлифта основана на использовании сжатого воздуха для подъема воды из скважин. Он имеет и другие названия: пневматический насос, насос с воздушным нагнетанием, газлифт, мамут-на- сос (встречается в иностранной технической литературе и происходит от названия фирмы, освоившей в конце прошлого века заводе кой выпуск эрлифтов).
Труба, подающая воздух в скважину от компрессора, может располагаться в центре водоподъемной трубы (центральная система) и сбоку от водоподъемной трубы (параллельная система).
Все основные элементы эр- лифтной установки с центральным расположением воздушной трубы приведены на рис. 11.62 [29].
В скважину 11 опущена водоподъемная труба 8, в середине которой проходит воздушная трубка 9, оканчивающаяся так называемым башмаком или форсункой 10 в виде трубы с боковыми отверстиями. Форсунка подает воздух в трубу 8 пузырьками диаметром до 6 мм, в результате этого образуется водовоздушная эмульсия с плотностью рэ, меньшей плотности воды р.
Сжатый воздух вырабатывается компрессором 6 с двигателем 7 и через воздушный котел (реси- рис< 11.62. Схема эрлифтной установ- вер) 5 поступает по трубке 9 к Ки (обозначения ем. текст)
форсунке 10. Ресивер устанавливается для выравнивания давления и осаждения из воздуха воды и масла.
Водовоздушная смесь поступает в сепаратор 3, где она разделяется отражателем 4 на составные компоненты. Воздух уходит в атмосферу через отверстие 2, а-вода поступает через патрубок 1 в резервуар и может насосами второго подъема подаваться в водопроводную сеть.
Чтобы водовоздушная смесь (эмульсия) перемещалась вверх по трубке 8, давление в сечении а—а со стороны воды, находящейся в скважине, должно быть больше, чем гидростатическое давление со стороны эмульсии в водоподъемной трубе, на сумму гидравлических потерь напора движущейся эмульсии и скоростного напора.
Давление в сечении а—а со стороны воды равно р#/г, где к — заглубление форсунки под динамический уровень воды в скважине, а давление движущегося вверх эмульсионного столба
рДЯ + к^) = р.д(Я + к + кщ),
где Нт — геометрическая высота подъема воды; Н— длина водоподъемной трубы; к — гидравлические потери напора (скоростной напор ввиду малости не учитываем).
Таким образом, р&/?= р/(Яг + к + ктр), а условием движения эмульсии будут неравенства
р/7 > pH или Я <[(р/рэ - 1) - 1 ]к.(11.86)
Из этих неравенств следует, что высота подъема воды Я зависит как от гидравлических потерь напора к , так и от плотности эмульсии рэ и глубины погружения водоподъемной трубы к.
Движение эмульсии представляет довольно сложную картину взаимодействия воздушных пузырьков с водой, поэтому все теоретические предпосылки расчета содержат разные допущения, а для определения размеров и параметров эрлифтной установки широко используют опьпные данные.
Эрлиф I ы применяют как временные установки на строительных площадках для откачки воды из котлованов, «прокачки» скважин при их вводе в эксплуатацию с целью удаления песка и глины, удаления ила из канализационных отстойников и подъема сточных вод.
К недостаткам эрлифтов, кроме низкого к.п.д., следует отнести необходимость большого заглубления к водоподъемной трубы, что увеличивает глубину скважины.
Эрлифты могут работать и при несколько сниженных значениях h по сравнению с рекомендованными, однако подача их и к.п.д. будут небольшими.
Пневматические насосы INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image147.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 11.63. Схема пневматического подъемника для жидкости (обозначения см. текст)
Пневматические насосы работают по принципу вытеснения жидкости из резервуара газообразным или жидким телом. Пневматическое устройство периодического действия для подъема жидкости показано на рис.
63 [30, 31]. Подъем жидкости из резервуара 1 в бак 3 на высоту Я осуществляется при помощи компрессора К и пневматического баллона 2. При отключенном компрессоре и открытых кранах ап б пневматический баллон 2 заполняется жидкостью из резервуара 1. Закрывая краны а и б, и включая компрессор К, вытесняют жидкость через открытый кран в из баллона 2 в бак 3. Цикл подачи осуществляется периодически. Так как сжатый воздух в пневматическом насосе работает без расширения, то к.п.д. их невелик. Производительность пневматических насосов зависит от числа циклов работы в единицу времени и может быть определена по формуле
О = (3600<7)Л,(11.87)
где q — объем резервуара 2; t — время продолжительности цикла, которое складывается из времени наполнения резервуара, времени опорожнения резервуара и времени вспомогательных операций по перекрытию кранов.
Глава 12. Гидравлические цилиндрыГидроцилиндр преобразует энергию потока рабочей жидкости в механическую энергию поступательного движения штока поршня.
В металлургических машинах и агрегатах, там где требуется возвратно-поступательное перемещение ведомого звена механизма в качестве гидродвигателей применяют гидроцилиндры: поршневые и плунжерные.
Поршневые гидроцилиндрыГидроцилиндры такого типа наиболее часто применяются в гидросистемах, использующих масло в качестве рабочей жидкости.
Поршневой гидроцилиндр (рис. 12.1, а) состоит из корпуса-трубы
в который вставлен поршень 5 со штоком б. Со стороны поршня корпус закрыт крышкой 2 с отверстием 1 для крепления трубопровода подвода и отвода рабочей жидкости, со стороны штока к корпусу крепится крышка 7 с уплотнительным узлом 9, через который проходит шток. В крышке выполнено отверстие 8 для крепления трубопроводов подвода и отвода рабочей жидкости. Для исключения перетекания жидкости из поршневой полости в штоковую при работе шдроцилиндра, поршень снабжен уплотнениями 4, разделяющими полости.
Гидроцилиндр работает следующим образом. Если к штоку приложена технологическая нагрузка Р, а корпус закреплен в станине механизма неподвижно или шарнирно, и в одну из полостей (поршневую или штоковую) подается жидкость высокого давления, то шток, перемещаясь, совершает работу. При этом из полости, противоположной той, в которую подано высокое давление, при движении поршня жидкость вытесняется в трубопровод, соединенный со сливной магистралью. Если технологическая нагрузка приложена к корпусу гидроцилиндра, то закрепляется обычно шарнирно конец штока. В гидроцилиндрах с возвратной пружиной (рис. 12.1, б) для возврата поршня в исходное положение используется пружина 10. Если в поршневых цилиндрах с односторонним штоком (рис. 12.1, а) эффективные площади разные и соответственно при одном и том же давлении жидкости, подаваемой в штоковую или поршневую полости, гидроцилиндр развивает разные усилия, то в гидроцилиндрах с двухсторонним штоком 11 они равны (рис. 12.1, в).
Типично для металлургических машин исполнение гидроцилиндра (рис. 12.2) клапана загрузочного устройства доменной печи. Уплотнения 2 и 6 штока 1 и поршня 5 выполнены в виде шевронных резинотканевых уплотнений. Для направления штока применена направляющая втулка 3 с напылением бронзой. Направляющие участки цилиндрических втулок 10 и 11 поршня 5 также выполнены с напылением бронзой. Для исключения перетекания жидкости из поршневой полости в штоковую, поршень в месте посадки на шток снабжен уплотнением 7.
Крепление крышек 9 к корпусу гидроцилиндра 8 может быть сваркой или болтами 4, которые крепятся к фланцам, на корпусе гидроцилиндра крышки также могут быть стянуты одна с другой длинными стяжными шпильками. Выбор крепления зависит от конкретных требований, конструкции гидроцилиндра и технических возможностей изготовителя.
Плунжерные гидроцилиндрыЗначительное место в гидроприводе металлургических машин занимают плунжерные гидроцилиндры. В плунжерных гидроцилиндрах (рис. 12.1, г) нет поршня, а в качестве подвижного звена используется только шток 12. Шток или корпус при помощи жидкости может двигаться только в одном направлении, для возврата в исходное положение нужна какая-либо внешняя сила. Эти цилиндры просты в изготовлении, поскольку обработке подлежат лишь поверхность направляющей втулки под плунжер и плунжер, и отпадает необходимость в обработке зеркала внутренней поверхности цилиндра. Особенно это важно при эксплуатации гидросистем, использующих в качестве рабочей жидкости воду или эмульсию, так как износ гидроцилиндров здесь идет особенно интенсивно.
Обычно для возвратно-поступательных перемещений ведомого звена механизма устанавливаются два плунжерных гидроцилиндра (рис. 12.1, д), плунжеры 13, 15 которых крепятся к одному и тому же звену 14, но передвигают его в противоположных направлениях. Управляются плунжеры одним управляющим элементом 16.
Расширение применения гидравлики в металлургии потребовало использовать телескопические цилиндры одно- и двухстороннего действия (рис. 12.1, е), которыми ведомые звенья механизмов перемещаются на значительное расстояние при незначительных; габаритах гидроцилиндров в исходных положениях. При подаче жидкости в полость последовательно выдвигаются плунжеры 17—19, начиная с
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image148.png" \* MERGEFORMATINET
а — поршневой; б— с возвратной пружиной; в — поршневой с двумя штоками; г — плунжерный; д — двухплунжерный; е — телескопический; (1—19 см. текст)
первого — самого большого. Если нагрузка остается постоянной, то для обеспечения работы гидроцилиндра необходимо увеличивать давление по мере выдвижения плунжеров, так как их эффективная площадь уменьшается. Складывание цилиндров происходит в обратном порядке. Обычно указанные цилиндры устанавливаются вертикально и складываются за счет силы тяжести.
Уникальна конструкция длинноходового плунжерного гидроцилиндра (рис. 12.3) механизма подачи станка для шлифования листов с ходом плунжера 7 м. Уплотнительное устройство и направляющая втулка расположены только в крышке цилиндра. Особенностью длинноходовых плунжерных гидроцилиндров является возможность провисания конца плунжера и его задиры о стенки корпуса гидроцилиндра. Для исключения данного явления применяется опорный ролик. В конструкции предусмотрен вентиль для спуска воздуха.
Демпфирование плунжера и поршняГидротдилиндры используются в металлургическом оборудовании для возвратно-поступательного перемещения больших масс, в основном, со значительной скоростью. При этом в конце хода требуется
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image149.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 12.2. Схема поршневого гидроцилиндра (обозначения см. текст)
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image150.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 12.3. Схема плунжерного гидроцилиндра:
1 — плунжер; 2 — уплотнение; 3 — цилиндр; 4 — опорный ролик
плавно погасить скорость и без удара прижать перемещаемое звено к стационарному упору, для этого применяют демпфирующие устройства.
Поршень (рис. 12.2, а) снабжен цилиндрическими втулками 10 и
Выступы втулок в конце хода входят с определенным зазором в камеры 12 и 13, запирая тем самым в сливной полости гидроцилиндра некоторый объем жидкости. Скорость дальнейшего движения будет ограничена, так как запертая жидкость будет выдавливаться через узкий зазор между стенками камеры и выступом. Создается противодавление, препятствующее движению поршня. Для регулирования режима торможения применяется дроссель (рис. 12.2, б). При обратном движении жидкость высокого давления поступает через обратный клапан (рис. 12.2, в).
Приближенно усилие торможения, разви ваемое демпфером, можно подсчитать, по формуле [40]
Рл = (\2F~\xLv)/nbhI),
где L — путь торможения; 6 — номинальный радиальный зазор; v — скорость поршня; d — диаметр хвостовика; F — площадь торца кольцевой полости цилиндра, в которой заперта жидкость; ji — кинетическая вязкость жидкости.
В некоторых случаях торможение поршневого гидроцилиндра в конце хода осуществляется при помощи осевого дросселя или гидрораспределителя с пропорциональным управлением. Такие способы; часто применяются в плунжерных гидроцилиндрах, где трудно обеспечить соосность тормозной втулки в выступы.
Крепление гидроцилиндровБольшое значение для обеспечения работоспособности гидроцилиндров имеет их правильное крепление к станине и к другим звеньям.
Существуют гидроцилиндры с серьгами на днище цилиндров и штоке (рис. 12.4, а), поворот может быть только в одном направлении, с серьгой на днище и серьгой с шарнирным упором (рис. 12.4, б), возможен перекос одной из осей и двумя серьгами с шарнирными упорами на цилиндре и штоке (рис. 12.4, в), а также перекос обеих осей. Для установки в горизонтальном и вертикальном положениях применяются гидроцилиндры с поворотными цапфами на корпусе гидроцилиндра (рис. 12.4, г, д). В некоторых случаях используется жесткое крепление корпуса гидроцилиндра к раме за фланец или днище (рис. 12.4, и). Однако нужно всегда так устанавливать гидроцилиндры, чтобы крепежные болты были разгружены. В основном такое крепление используется для установки гидроцилиндров в вертикальном положении.
В печных толкателях иногда гидроцилиндры крепят с помощью кронштейнов горизонтально или вертикально (рис. 12.4, ж), но здесь
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image151.png" \* MERGEFORMATINET
всегда нужно приваривать после установки упоры, которые разгружают крепежные болты.
В общем случае для обеспечения надежной работы нужно применять следующую схему соединения гидроцилиндров и механизмов; шарнирные опоры цилиндра и штока и направляющие для перемещаемых деталей (рис. 12.4, е), кроме случая поворота рычага, которые соединяются по схеме, представленной на рис. 12.4, з. Движущее усилие на штоке гидроцилиндра
• T=pF— Т -Р ,
гтр пр’
где F— рабочая площадь поршня; р — рабочее давление; Т — силы трения в уплотнениях поршня и штока; Рпр — сила противодавления со стороны полости, сообщенной со сливом.
Величину трения в уплотнениях нужно учитывать обязательно, так как она составляет значительную величину. Сила трения в каждом уплотнении ориентировочно может быть подсчитана по эмпирической формуле
Tw = kP/D,
где Г — сила трения; Р — усилие, развиваемое поршнем или плунжером; D — диаметр плунжера; к — опытный коэффициент, при работе на эмульсии к = 0,6+0,8, при работе на масле к = 0,35+0,40 (ббль- шие значения соответствуют меньшим диаметрам плунжеров).
Расчет на прочность элементов гадроцилиндраРасчет толщины стенки гидроцилиндра [41]. Условно гидроцилиндры делят на тонко- и толстостенные.
Толщину стенки тонкостенного (6/D < 0,1) гидроцилиндра рассчитывают по формуле:
5 = pD/2[d\.(12.1)
где 8 — толщин i стенки гидроцилиндра; р — разрушающее давление; D — внутренний диаметр; [о] — допускаемое напряжение
[а] = а.//?.
Здесь с — предел те кучести материала; п — запас прочности по пределу текучести (обычно в расчетах гидроцилиндров принимается
/7 = 2).
Диаметральная деформация внутренней поверхности
(12.2)
АВ = (1 — 0,5\х)рВ2/(4ЕЬ)
где АВ — диаметральная деформация; Е — модуль упругости материала; (1 — коэффициент Пуассона.
Толщину стенки толстостенного (Ь/В > ОД) гидроцилиндра рассчитывают по формулам, вытекающим из четырех теорий прочное ти, в зависимости от применяемых материалов:
для малопластичных материалов, толщину стенки рассчитыв I ют по второй теории прочности:
(12.3)
для пластичных материалов, толщину стенки рассчитывают по третьей теории прочности:
(12.4)
Диаметральная деформация внутренней поверхности
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image154.png" \* MERGEFORMATINET
(12.5)
где Вп — наружный диаметр гидроцилиндра.
Расчет толщины днища гидроцилиндра [41]. Используют формулы расчета круглых пластин, нагруженных равномерно распределенным давлением:
ат = ЗрВ.2/4к2, откуда толщина днища
(12.6)
й=0,4330Л/Мо].Здесь р — расчетное давление; К, В — радиус и диаметр зацепления днища.
Расчет фланцев гидроцилиндра [41]. По окружное! и фланцевого соединения в самом распространенном случае (рис 12 5) действует со здаваемое внутренним давлением усилие гильзы гидроцилиндра
Г =ржВ2/4,(12.7)где р — рабочее давление; В — внутренний диаметр гидроцилиндра.
Таким образом, усилие затяжки болтов фланца должно удовлетворять условию
Т=кТ,(12.8)3т"4 '
где к ~ 1,25 — коэффициент, учитывающий ожидаемое в работе снижение усилия на болтах вследствие внутреннего давления (ослабление затяжки) [41].
Суммарный момент на фланце, обусловленный внешними силами
М= Т1,(12.9)
где / — плечо приложения силы.
Толщина фланца в опасном сечении определяется из выражения
[а] = М/Ж,(12.10)
где IV — момент сопротивления в опасном сечении.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image156.png" \* MERGEFORMATINET
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image157.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 12.5. Расчетные схемы (а—г) крепления фланцев гидроцилиндра (обозначения см. текст)
При проверочном расчете необходимо определить наиболее вероятные опасные сечения на фланцах гидроцилиндра.
Момент сопротивления ДЛЯ любого сечения А-А (рис. 12.5, а) переходной части фланца
1¥ = 2к
(12.11)
2Х+1(Д+5,)(8?-52/4)где Ж — статический момент п-то участка сечения фланца до линии А—А; 5, — толщина гильзы в сечении А—А; § — толщина гильзы; В — внутренний диаметр гильзы гидроцилиндра.
Для случая, когда опасное сечение оказывается на переходе от конусной части гильзы к фланцу, момент сопротивления определяется
Ц'=^[{0^1)~24У +(Д + 8.)(5? “б2/4)] ,(12.12)где Вф — наружный диаметр фланца гидроцилиндра; В — внутренний диаметр гильзы гидроцилиндра; с!. — диаметр отверстия под болты; И — толщина фланца; 5( — толщина гильзы в опасном сечении;
— толщина гильзы.
Если фланец очень тонкий, опасное сечение может прийтись на сам диск фланца (рис. 12.5, б сечение В-В). В этом случае момент сопротивления
Ь—(1+-
4
2
(12.13)
где Ь — вылет фланца; ^ — диаметр опасного сечения.
При свободных фланцах (рис. 12.5, в) момент сопротивления определяется
Г=-5(йф-В-2 Ф2,(12.14)где 1)ф — наружный диаметр фланца; В — внутренний диаметр фланца.
Момент сопротивления приварных фланцев (рис. 12.5, г) определяетсяГ=|(/)ф-1)-2</-25)/г2 +|(1)+5)52,(12.15)где В — внутренний диаметр гильзы гидроцилиндра; 6 — толщина гильзы.
Расчет элементов крепления крышек гид-
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image158.png" \* MERGEFORMATINET
12.6. Расчетные схемы (а, Укрепления кры- с гильзой гидроцилиндра
роцш1внйров1Щ.¥мкрепления на внутренних полукольцах или на разрезном кольце круглого сечения показан на рис. 12.6, а.
Упорное кольцо К прямоугольного сечения рассчитываемся ттч срез
%ср=рВ/41, (12 16)
Упорное кольцо К круглого сечения рассчитывается на срез
%р=рВ/4ё. (12.17)
Напряжение смятия прямоугольного кольца а^рВЧ&т-Н).(12.18)
Напряжение смятия круглого кольца
аш=рВг/(2Вё-сР).(12.19)
Напряжение в опасном сечении А—А гильзы, прй креплении на упорном кольце прямоугольного сечения рассчитывается
(12.20)
0=:рВ2/[1%-(В+И) £].
Напряжение в опасном сечении А—А гильзы при креплении на упорном кольце круглого сечения
(12 21)
Узел крепления на наружных полукольцах показан на рис. 12.6, б. Упорное кольцо К прямоугольного сечения рассчитывается на срез
(12 22)
Напряжение смятия прямоугольного кольца
°ш = Р$/{ЩЬ-к2).(12.23)
Напряжение в опасном сечении А—А гильзы, при креплении на упорном кольце прямоугольного сечения
о= рВ2/[(Ви - к)2 - В2].(12.24)
Внутренний диаметр резьбы болтов, крепящих крышки к фланцам:
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image159.png" \* MERGEFORMATINET
где с! — внутренний диаметр резьбы болта; Т — усилие, действующее на крышку; п — количество болтов; с ~ 3 мм — поправка к расчетному диаметру [41].
Расчет стяжных шпилек [41]. Исследования показывают чго напряжения в стяжных шпильках зависят от многих факторов: установки гидроцилиндра, способа перемещения груза, длины гидроцилиндра, положения поршня в гидроцилиндре, предварительной затяжки шпилек и давления в гидроцилиндре.
Если гидроцйлиндр не нагружен грузом и Шпильки установлены без ттрецв°рительной затяжки, то нагрузка на них
Т=рР(12.25)
где р — рабочее давление в гидроцилиндре; Р— активная шгоппдь
Если гидроцилиндр нагружен грузом (г и шпильки установлены без предварительной затяжки, то нагрузка на них определяется
Тб=рР+Є.(12.26)
При наличии предварительной затяжки шпилек и если гидроцилиндр нагружен грузом (?, нагрузка на них определяется
„ 1-2)1 „ О:
Т* = Т*+—крГ+~к> (12 27)
где Г — усилие предварительной затяжки шпилек; (X — коэффициент Пуассона; /с — коэффициент жесткости, определяемый из выражения:
к — 1 + Р /я/ЕЛ ,
Ц б' б Ц
Здесь /^, Е. — площадь сечения соответственно гильзы гидроцилиндра и шпильки; /, /б — длина соответственно гильзы гидроцилиндра и шпильки.
В средних положениях поршня внутреннее давление в гидроцилиндре не действует на гильзу по всей длине. В этом случае можно принять ц = 0, тогда
Гб = Г + (рР+ в)/к.(12.28)
Расчет проушины и пальца [41] (рис. 12.7). Запас прочности проушины на разрыв
п = кРог/Т=[п\> 1,5,(12.29)
где Т— усилие на штоке гидроцилиндра; ^ — площадь сечения проушины по центру отверстия (рис. 12.7, а сечение А—А); а, — предел текучести материала проушины; к — коэффициент концентрации напряжений, определяемый из выражения:
к = 0,46(1 + к/с) - с/5с10 = 1.
Здесь к, с, й?0 — геометрические параметры проушины (рис.
а).
Конструкция проушины рациональна, если с<к. Если с> к, в расчетах принимают с = к и определяют расчетную площадь.
При расчете пальца изгибающий момент определяют при таком возможном положении гидроцилиндра, при котором отношение а/Ъ (рис. 12.7, б) стремится к единице
М=Т(аЬ/1 + с/Ь),
где а, Ь, < I — р змеры по рис. 12.7, б.
Момен г сопротивления пальца на изгиб
IV = ксР/32[1 — {с1 /й)2],
где с1, с1] — диаметр соответственно пальца и отверстия.
Запас прочности пальца
п = \VbJM > [п] = 1,2.(12.30)
Расчет сварного соединения гидроцилиндра с дном (проушиной) [41].
Запас прочности определяют при испытательном давлении (рис.
в)
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image160.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 12.7. Схемы (а—д) для расчета проушин, пальцев, сварных швов и резьб
ц-4кш(с1-кш)о1
п =
(12.31)
&Р»
где ф = 0,65 — коэффициент прочности при угловых соединениях; кш — катет сварного шва; ё — наибольший диаметр, описанный по поверхности шва; атт.п — наименьший предел текучести сопрягаемых деталей; В — активный диаметр; рщ — испытательное давление.
Расчет резьбового соединения штока с гайкой [41]. Запас прочности н смятие (рис. 12.7, г) определяется
(12.32)
п =
4кТ
> [и] = 2,5 .

где с!п, с1в — диаметр резьбы соответственно наружный и внутренний; от — наименьший предел текучести материала сопрягаемых деталей (штока или гайки); Т— усилие на штоке гидроцилиндра; /сн — коэффициент нагрузки [41].
Запас прочности по срезу витков штока
п = Па»к«крН%1>[п] = 1б,(12.32а)
где И — расчетная высота гайки; % — предел текучести материалаштока на срез; кп = 0,87 — коэффициент полноты метрических резьб; /сн — коэффициент распределения нагрузки [41].
Запас прочности по срезу витков гайки определяется
ш! к к Н% г ,
„= "у >[д] = 1,6,(12.33)
где тт — предел текучести материала гайки на срез.
Расчет гидроцилиндров на устойчивость [41]. Условия продольной устойчивости
", = Т^ТШ > [и,]; пг = Г/Г > [п2],(12.34)
где пх, п2 — запас продольной устойчивости при действии на шток соответственно продольной расчетной силы Тш и при испытании Ти; Ткр — критическая сила для гидроцилиндра, в качестве которой принимают наименьшее из значений элеровой силы Г и критической силы по строительным нормам Г; [и,] = 1,4 — минимально допустимый запас устойчивости; [п2] = 1,1 — минимально допустимый запас устойчивости при испытании по ГОСТ 18464—87.
Для гидроцилиндров расчетная продольная сила сжимающая шток
Тш=рк&/4,(12.35)
где р — расчетное давление в поршневой полости, равное давлению настройки предохранительного клапана с учетом превышения давления при его срабатывании.
Для гидроцилиндров эйлерова сила
Тэ = кп2Еш1ш/27,(12.36)
где к — коэффициент устойчивости [М] [41]; Еш — модуль продольной упругости материала; /ш — осевой момент инерции площади поперечного сечения штока; Ь — длина гидроцилиндра.
Критическая сила по строительным нормам
Т= ф/’ст ,(12.37)
‘ Ш Т.1Л7\/
где ф — коэффициент продольного изгиба в зависимости от предела текучести отш материала штока и приведенной гибкости гидроцилин- дра X, который выбирается по таблицам [41].
Приведенная гибкость гидроцилиндра
х=1/4к1а/рш,где Т7 - площадь поперечного сечения штока.
Глава 13. УплотненияПрактика показывает, что случаи нарушения герметичности из-за выхода из строя уплотнений составляют 2/3 всех отказов гидросистем металлургических машин. Поэтому от надежности работы уплотнения зависит работа всего агрегата.
Назначение уплотнения состоит в том, чтобы препятствовать утечке жидкости, находящейся под некоторым избыточным давлением, через зазор в стыке двух неподвижных или перемещающихся относительно одна другой поверхностей деталей.
Уплотняют неподвижные и подвижные соединения. Уплотнение последних, в свою очередь, для пар с возвратно-поступательным и вращательным движением не одинаковы.
Уплотнения подвижных соединений с возвратно-поступательным движением парВ большинстве гидросистем применяются «мягкие» уплотнения. различные конструкции которых представлены на рис. 13.1. В этих уплотнениях уплотнение достигается прижатием к уплотняемым поверхностям эластичного герметизирующего элемента — манжеты. Манжеты изготавливают из кожи, резины, каучуков. пластмассовых материалов в комбинации с тканями и другими материалами.
В металлургии наибоее распространены манжеты из резины, усиленной тканями; многие гидроэлементы импортной поставки имеют уплотнения из синтетических материалов, также усиленные тканями. и-образные манжеты 5 (рис. 13.1, б) обладают упругостью, что обеспечивает герметичность соединения при нулевом и малом давлениях жидкости. Для уплотнения и.-образными манжетами соединений, находящихся под давлением 50 МПа, применяют уплотнения из кожи хромового дубления. Для улучшения начального контакта манжеты с уплотняемыми поверхностями, в манжету вставляются опорные кольца 4 из металла или текстолита либо манжета поджимается при помощи пружины. Регулирование затяжки манжеты осуществляется при помощи регулировочных шайб.
Широкое применение нашли уплотнения с манжетами 1 шевронного типа (рис. 13.1, а) резиновые с армированием прорезиненной хлопчатобумажной тканью.
Кольца диаметром до 500 мм изготавливают неразрезными, а свыше 500 мм — разрезными. Разрезные кольца стыкуются по косому срезу под углом 30° или 45°. Стыки отдельных колец при монтаже разворачиваются один относительно другого. Затяжка манжет регулируется подбором шайб 2 или при помощи пружинной подтяжки.
Иногда применяются шевронные манжеты 7 прямоугольного сечения без распорных колец (рис. 13.1, в). Уплотнение подобными манжетами отличается высокой надежностью. Так, сальник, уплотняющий шток плунжера диаметром 360 мм подающего аппарата пи- лигримового стана, при действии импульсного давления жидкости 20 МПа выдерживает 8х105 циклов работы узла при температуре 30— 40 °С.
Для высоких давлений масла (140 МПа) применяются на поршнях уплотнительные манжеты, представленные на рис. 13.1, г. Жесткость манжеты 8 обеспечивается средним язычком, а герметичность
боковыми пружинными язычками. Для исключения вдавливания манжеты в зазор между поршнем и гильзой манжета устанавливается вместе с поршневым кольцом 9.
Широкое распространение в неподвижных и реже в подвижных < осдинениях в металлургии получили кольца круглого сечения, которые надежно работают при давлениях до 50 МПа (рис. 13.1, ж). Кольца 12 круглого сечения размещаются в прямоугольных или угловых канавках. Работает уплотнительное кольцо следующим образом. При подводе давления жидкости по одну из сторон кольца оно смещается к соответствующей боковой стенке канавки в направлении действия давления и, деформируясь, создает плотный контакт по трем поверхностям. Уплотнительное действие колец при нулевом давлении жидкости обеспечивается сжимающим усилием, создаваемым в материале кольца вследствие поперечного сжатия его при сборке.
При неблагоприятных условиях кольцо круглого сечения может выдавиться давлением жидкости в зазор между уплотняемыми поверхностями, что приводит к разрушению кольца. Выдавливание уплотнительного кольца в зазор происходит тем интенсивнее, чем больше величина зазора и меньше твердость резины, что и обусловливает срок службы уплотнений. Величину зазора регламентирует ГОСТ.
Для предохранения уплотнительных колец от выдавливания в зазор приметаются защитные кольца 13 (рис. 13.1, з) из материала более твер
дого, чем материал уплотнительных колец. Они размещаются с одной или по обеим сторонам уплотнительного кольца. Наиболее приемлемым по механическим свойствам в устойчивости к жидкостям являются фторопластовые защитные кольца и применяются они для давлений до 100 МПа. При более высоких давлениях применяют металлические защитные кольца. Однако нужно иметь в вцду, что применение защитных колец увеличивает трение уплотнительного узла.
Для обеспечения надежной работы Рис. 13.1. Типы (а—о) уплотнений (1—19 см. текст) уплотнения необходима качественная обработка поверхностей, с которыми контактирует уплотнительное кольцо, шероховатость их должна быть Ка < 0,2 мкм.
Высоко надежны и работоспособны уплотнения чугунными поршневыми кольцами 14 (рис. 13.1, и), они применяются в основном для уплотнения поршней только в маслосистемах для давлений до 32 МПа при скорости движения поршня до 5 м/с. Конструкции и размеры колец приводятся в нормалях многих заводов и в ГОСТ 9515—87. Установка даже одного поршневого кольца обеспечивает удовлетворительную герметичность до 2,5—3,0 МПа.
Твердость готовых колец должна быть в пределах НВ 21—100. Год-
ными считаются кольца, у которых твердость в трех разных точках не превышает НВ 5. Проверяется таюке упругость кольца.
Применяется уплотнение резиновыми кольцами 10, 11 (рис. 13.1, д, е) прямоугольного сечения. В последнее время получают широкое распространение кольца из фторопласта и текстолита. Для обеспечения упругости колец применяют вспомогательные резиновые кольца или пружины. Конструкции стыков поршневых колец приведены на рис. 13.1, н.
В большинстве случаев в поршневых гидроцилиндрах в металлургии применяются для уплотнений поршня резинотканевые уплотнения, однако опыт эксплуатации гидропривода, ремонт которого связан с большим объемом демонтажа и монтажа оборудования и, следовательно, с большими простоями, показывает целесообразность применения поршневых гидроцилиндров с поршневыми кольцами. Срок службы последних достигает 5—7 лет, они могут быть использованы на давление до 20 МПа.
Пыль и грязь, осевшие на штоке при работе гидроцилиндра в загрязненной среде, при втягивании штока могут попадать внутрь цилиндра. Это приводит к загрязнению сжатого воздуха, быстрому изнашиванию трущихся поверхностей, выходу из строя уплотнений поршня и штока. Для предотвращения попадания грязи в гидроцилиндр применяют грязесъемники и защитные кожухи.
Простейшим грязесъемником (рис. 13.2, а) может служить обычная манжета, расположенная так, что одним из своих усов она счищает грязь со штока при его втягивании. Недостатком таких грязесъ- емников является быстрое изнашивание эластичных кромок манжеты, особенно при большом количестве грязи.
Для гидроцилиндров, работающих в условиях повышенной загрязненности, применяют скребковые грязеочистители (рис. 13.2, б), со-
а
б
2
в
стоящие из свободно сидящих в расточке крышки металлических шайб, самоуста- навливающихся на штоке. Однако в процессе эксплуатации вследствие накопления пыли и грязи эти шайбы мо-
гут зависнуть в одном положении, в результате чего с одной стороны штока может образоваться большой зазор, а с другой они будут царапать шток.
Промывочная жидкость
Рис. 13.3. Промываемый сальник:
1 — сальник передний; 2 — втулка промывной камеры; 3 — камера промывки; 4 — сальник задний; 5 — шток; 6 — грязесъемник
Более совершенными являются комбинированные гря- зесъемники, сочетающие преимущества эластичных грязесъемных манжет и скребковых грязео- чистителёй (рис. 13.2, в). Они состоят из тонкого скребкового кольца 1, плавающего между защитной крышкой 2 и эластичной грязесъемной манжетой 3.
Для гидроцилиндров, работающих в условиях большой запыленности, используют сальниковые уплотнения (рис. 13.3) с промывкой от специальной масляной или водяной гидросистемы. Это намного удлиняет их срок службы. Аналогичное исполнение применяется для сбора утечек масла через уплотнения штока в условиях, где утечка масла связана с возникновением пожара.
При расположении гидроцилиндров вблизи зоны прохождения горячего металла выносимая на шток масляная пленка высыхает и превращается в твердую абразивную корку, быстро выводящую из строя уплотнения. Поэтому на штоки гидроцилиндров, расположенных на клетях станов горячей прокатки, целесообразно надевать телескопические кожухи, что значительно повышает срок службы уплотнений, предохраняя штоки гидроцилиндров от теплового воздействия и пыли.
13.2. Уплотнения вращающихся валовВ большинстве агрегатов для уплотнения вращающихся валов применяют уплотнения радиального типа (см. рис. 13.1, к, л, м), изготовляемые из резины, синтетики или кожи. Из -за небольшой площади и плохого рассеяния тепла на уплотняющей кромке манжетные уплотнения вращающихся валов работают в весьма тяжелых условиях.
Размеры манжет выбираются такими, чтобы при установке их на ва 1 вн> гренний диаметр уплотняющих губ был увеличен на 5—8 %. Для обеспе гения надежного контакта кольца с валом применяют дополнительное поджатие манже ты к валу спиральной пружиной 15. Большое значение имеет качество обр 1ботки уплотняемых поверхностей. Шероховатость рабочей поверхности уплотняемого вала должна быть Яа < ОДмкм,
Диаметр отверстия в корпусе, в котором размещают уплотнительный элемент, и наружный диаметр манжеты должны быть выполнены так, чтобы обеспечивалась плотная посадка манжеты. Осевое или радиальное биение вала также отрицательно влияет на работоспособность уплотнения. При частоте вращения вала от 2000 мин-1 и выше биение не должно превышать 0,1 мм, предельным может быть биение 0,3 мм. Осевое биение не должно превышать 0,4—0,5 мм. Износ вала и выход из строя радиальных уплотнений значительно снижаются при нанесении на рабочую шейку хромового покрытия.
Обычно уплотнения из резины при длительной работе в среде машинных масел могут работать при окружной скорости уплотняемого вала до 12 м/с при диаметре вала свыше 100 мм и до 4 м/с для валиков диаметром менее 10 мм. При этом при давлении 0,1—0,15 МПа окружная скорость не должна превышать 5—6 м/с.
Для уплотнения вращающихся пар механизмов, работающих при высоких давлениях и скоростях вращения вала в сочетании с повышенными температурами, применяются уплотнения торцевого типа (рис. 13.1, о). Торцевое уплотнение состоит из поджимаемого пружиной 19 уплотнительного кольца 17, изготовленного из мягкого антифрикционного материала, и контактирующего с ним по торцу металлического опорного кольца 16 высокой твердости. Уплотнительное кольцо крепится либо к вращающемуся валу, либо соединяется с неподвижным корпусом. Одно из колец должно иметь свободу перемещения вдоль оси, благодаря чему обеспечивается плотное взаимное сжатие колец. Пружина создает предварительное контактное давление на поверхностях колец, достаточное для предотвращения утечек жидкости при нулевом давлении. По мере увеличения давления к усилию пружины добавляется усилие давления жидкости, благодаря чему контактное давление скользящей пары будет повышаться пропорционально увеличению этого давления. Уплотнение подвижного кольца осуществляется с помощью круглых поршневых колец 18 и манжет, а также сильфонов.
Материалом контактирующих колец в основном служит пара из бронзового или чугунного уплотнительного кольца и стального опорного кольца с цементированной поверхностью. В последнее время стали применять угольно-графитовые, графито-металличес- кие и керамические материалы, покрытия из синтетических материалов и др.
133. Уплотнения неподвижных соединенийНаиболее простым и надежным способом герметизации неподвижных соединений является пайка и сварка. Там, где это неприемлемо, так как узел по условиям монтажа при эксплуатации должен быть разобранным, применяются уплотнения при помощи легко деформируемых прокладок.
В качестве прокладок в гидросистемах при температуре до 100 °С и давлениях до 7,5 МПа применяют паронит, при давлениях до 35 МПа — медные и алюминиевые прокладки. Для более высоких давлений и температур применяют стальные прокладки и прокладки из композиционных материалов, во многих случаях неподвижные соединения герметизируют при помощи резиновых колец круглого сечения.
Тип уплотнений в зависимости от условий эксплуатации указан в [42].
Для изготовления уплотнений применяют резину, каучук, прорезиненную ткань, а также синтетические материалы — полиуретан, полиамид и др.
Основные марки резин и каучуков для изготовления уплотнений приведены также в [42].
13.4. Полиуретановые уплотненияПолиуретаном называют условно ряд полимерных материалов с разной химической структурой — от мягких эластомеров до пластмасс, не уступающих по свойствам мягкой стали [43]. Для изготовления уплотнений применяют четыре основных типа полиуретанов: линейные (СКУ-8, СКУ-8ПГ), литьевые (СКУ-7Л, СКУ-ПФЛ), вальцуемые, термопластичные (ТПУ).
Уплотнения из полиуретана используют в гидроприводе и аппаратуре, работающей в тяжелых условиях при пульсирующих нагрузках, высоких давлениях, загрязненности. Эксплуатация уплотнений из полиуретана в зависимости от типов допускается в диапазоне от —60 °С до +90 °С. Скорость скольжения подвижных соединений не должна превышать 1 м/с. При использовании полиуретановых уплотнений необходимы обильное охлаждение, смазка или применение полиуретана с антифрикционными присадками (дисульфидом молибдена, фторопластом и др.).
13.5. Уплотнения с повышенными антифрикционными свойствамиДля улучшения антифрикционных свойств уплотнений их подвергают фторированию, эпиламированию, покрывают фторопластовыми композициями и др.
Резиновые уплотнения подвергаются химической обработке (га- зогенерированию), в качестве фторирующего агента используется элементарный фтор. Фторированные уплотнения применяются для скоростей скольжения до 2 м/с. Уплотнения обеспечивают стабильное усилие страгивания гидропривода.
Размеры посадочных мест такие же, как и для нефторированных уплотнений, для защиты от выдавливания в зазор применяются защитные шайбы.
ГерметикиГерметики являются жидкими самоотвердевающими веществами, которые проникают в зазоры любой конфигурации и обеспечивают уплотнение с высокой степенью герметичности. Кроме того, они создают необходимую механическую связь, фиксируя взаимное положение деталей.
Герметики химически и термически стойкие соединения, что позволяет применять их для гидросистем с минеральным маслом, при высокой температуре и т.д. Отечественной промышленностью выпускаются для герметизации неподвижных соединений следующие виды герметиков: анаэробные (Анатерм, Унигерм), полисульфидные (УТ-32).
Полная полимеризация герметика составляет в среднем для анаэробных герметиков — 24 ч, полисульфидных — 30 ч, однокомпонентных — 16 ч. Уплотняемые поверхности предварительно очищают и обезжиривают.
Епава 14. Распределительная и регулирующая аппаратура, работающая на масле [6, 7]ПарораспределителиВ гидросистемах распределители применяются для включения и отключения потока рабочей жидкости, изменения направления течения и величины расхода. При работе распределителей гидроцилиндр или гидромотор начинает движение (вращение), останавливается, реверсируется.
Известны и широко применяются гидрораспределители трех конструктивных исполнений: золотниковые, крановые и клапанные, причем все типы гидрораспределителей выполняют одинаковые функции.
В золотниковом распределителе распределение жидкости осуществляется при осевом смещении цилиндрического распределительного элемента (золотника). Преимущества золотникового распределителя — большое разнообразие выполняемых функций управления, простота конструкции, хорошая компенсация давления и поэтому малое перестановочное усилие управления.
Распределители с плоским золотником и крановые (пробковые) применяют в авиа- и станкостроении. Жидкость распределяется при повороте плоского золотника или пробки относительно корпуса. Распределители данного типа позволяют обеспечить высокую точность механической обработки элементов золотника и втулки, практически полную герметичность.
Указанные золотники применяют, в основном, при ручном и механическом управлении. Основным преимуществом клапанных распределителей перед золотниковыми является возможность обеспечения перекрытия рабочей жидкости без утечек, чего нельзя достичь при помощи золотниковых распределителей с цилиндрическим золотником, так как между золотником и втулкой всегда существует зазор. Конструктивные особенности седельных клапанов не позволяют получить множество вариантов подключений, характерных для золотниковых распределителей, используемых в гидросистемах с рабочей жидкостью — маслом. Клапанные распределители применяются в гидросистемах, использующих в качестве рабочей жидкости масло, воду или эмульсию.
Золотниковые гидрораспределители. Принцип действия золотникового распределителя показан на рис.
14.1. Внутри стального или чугунного корпуса 1 выполнено продольное отверстие с кольцевыми каналами. В продольном отверстии перемещается цилиндрический золотник 2, при этом он разъединяет или сообщает полости кольцевых каналов. Каждый канал соединен с соответствующей магистралью. В соответствии со стандартом СЭВ 622.77 присоединение каналов к трубопроводам гидросхемы обозначается: Р — напорная линия (подвод);
Т — сливная линия (слив); А, В — отверстия присоединения аппарата к потребителю.
Согласно рис. 14.1, потоки масла рис. 14.1. Схема золотникового перекрыты золотником. Если сдвинуть гидрораспредел ителя (обозначе золотник вправо, масло из линии Р по ния см. текст) кольцевому каналу попадает в магистраль В и далее в поршневую полость гидроцилиндра 3. При этом золотник соединит магистрали АшТ,ш жидкость из штоковой полости гидроцилиндра поступит на слив. Поршень гидроцилиндра 3 переместится влево. Направление движения поршня изменится на противоположное при движении золотника влево относительно исходного положения. В исходном положении золотника поршень гидроцилиндра будет остановлен.
По числу фиксированных положений золотника относительно корпуса распределители выпускаются двух- и трехпозициоггы е. По числу основных подключенных к распределителю линии различают двух-, трех-, четырех- и пятилинейное исполнение.
На рис. 14.1 представлена схема трехпозиционного золотника уравновешенного от сил давления жидкости в сливной магистрали, имеющего среднее положение и два положения соединения.
Можно так сконструировать золотник, что его цилиндрические пояски при переключении соединений будут по-разному перекрывать кольцевые каналы. Приняты три конструктивные схемы гидрораспределителя, согласно которым в момент переключения:
все точки подключения на короткий срок разъединяются. Такоеперекрытие золотника называется положительным. При этом исключается самопроизвольное движение гидропривода;
все точки соединены. При этом может возникнуть самопроизвольное движение гидропривода, что нежелательно. Указанное перекрытие золотника называется отрицательным;
одновременно все необходимые подключения закрываются и открываются. Такое перекрытие золотника называется нулевым.
Характеристика перекрытия гидрораспределителя обычно приводится в каталогах в виде условного графического обозначения. Причем соединения показаны после включения.
Размеры гидрораспределителей определяются, в основном, расходом и допустимой скоростью жидкости в его каналах. Практически площадь любого внутреннего канала гидрораспределителя должна быть не менее 50% площади подводящей трубы, а скорость рабочей жидкости 6—10 м/с.
Для обеспечения надежной работы золотников гидрораспределителя без заклинивания, а также для обеспечения удовлетворительной герметичности золотниковой пары минимальный зазор должен составлять 4—10 мкм.
Золотник может защемляться из-за недостаточной жесткости деталей золотниковой пары. Чтобы это не происходило, в гидрораспределителях больших сечений применяют плавающие гильзы, которые помещают в корпусе по ходовой посадке и уплотняют резиновыми кольцами. Такой прием можно использовать в условиях ремонтной базы металлургических заводов. Зазоры между гильзой и корпусом должны составлять 0,01—0,02 мм при диаметре гильзы меньше 30 мм и 10—26 мкм при диаметре гильзы больше 30 мм.
Для исключения заклинивания золотниковой пары большое значение имеют качество обработки и геометрия контактных поверхностей золотника и втулки. Обычно для разгрузки золотниковой пары выполняют искусственную конусность щели при окончательной обработке золотниковой пары не более 20% величины положительного входного зазора.
Сила трения золотниковой пары во многом зависит от загрязненности масла или попадания смолисто-асфальтовых образований. Поэтому для надежной работы необходима тщательная фильтрация масла. Кроме того, проточки на золотнике и окна гильзы выполняются с острыми кромками, что предотвращает от затягивания в зазор твердых частиц и способствует перерезанию загрязняющих жидкостьнеметаллических частиц. Для страгивания с места золотника гидрораспределителя, который не работал сравнительно долго, нужно большее усилие, чем для дальнейшего перемещения. Это связано с облитерацией (зарастанием) щели адсорбированными на поверхностях деталей молекулами; происходит «склеивание» золотника и гильзы. С этим явлением борются при помощи нанесения оксидных, сульфидных или фосфатных покрытий на поверхность гильзы и золотника, а также повышением твердости материалов, из которых изготавливаются пары.
Износостойкость пары повышается при хромировании рабочих поверхностей золотника. Сила трения также уменьшается при прорезании на поверхности золотника или гильзы кольцевых прямоугольных канавок шириной 0,5—1 мм и глубиной 0,8—1 мм, расстояние между их осями равно 2—2,5 мм. Существуют методы гидростатического центрирования золотников при помощи сверления в золотниках радиальных отверстий (до 6 шт) диаметром 0,2 мм, сообщенных с напорной магистралью.
Для компенсации реактивных действий потока жидкости на золотник жидкость подводится к золотнику через несколько радиальных отверстий.
Таким образом, для работы золотникового гидрораспределителя требуется перемещать ЗОЛОТНИК При этом в зависимости от качества изготовления, темпа работы, гидродина- рИс. 14,2. Гидрораспределитель с ручным управлени- мической уравно- ем (обозначения см. текст)
Таблица 14.1. Основные виды управления
Вид
управления Максимальный условный проход, мм Максимальное
давление,
МПа Максимальный расход, л/мин
Ручное 32 32,0 1100
Механическое 10 32,0 100
Гидравлическое 100 35,0 7000
Пневматическое 25 32,0 100
Электрическое 10 32,0 100
Эле ктрогидра вл ич ес кое 100 35,0 7000
вешенности, требований к быстродействию применяется тот или иной тип привода и системы управления золотником гидрораспределителя (табл. 14.1).
Обычно элементы управления располагаются по бокам корпуса 2 гидрораспределителя (рис. 14.2). Сам корпус не меняется, заменяются только элементы управления в зависимости от типа привода. В гидрораспределителе с ручным управлением золотник 5 соединен с рукояткой ¥ и ею перемещается в нужном направлении, соединяя соответствующие магистрали. Возврат золотника в исходное положение осуществляется при помощи пружин 1 ш 3. Существуют гидрораспределители с фиксаторами положения золотника. Вместо ручки оператора к золотнику может быть присоединена тяга какого-либо исполнительного механизма или педаль ножного управления.
Для дистанционного управления золотниками, а также для быстрого их перемещения используют дополнительные источники энергии. На рис. 14.3 представлена конструкция золотника с электромагнитным управлением. Применяется электромагнитное управление с электромагнитами постоянного 4 или переменного 1 тока, работающими в воздушной или масляной среде. Преимуществом электромагнитов постоянного тока является плавность включения и возможность длительного включения при аварии гидрораспределителя. Электромагниты переменного тока обеспечивают высокую скорость переключения золотников, однако быстро перегорают, если по какой-либо причине якорь не дошел до крайнего положения при
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image166.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 14.3. Гидрораспределитель с электромагнитным управлением (обозначения см. текст)
переключении. Электромагниты, работающие в масляной среде, применяют в установках, работающих на открытом воздухе и во влажной среде.
Применение электромагнитов постоянного или переменного тока не меняет основной конструкции гидрораспределителя, поэтому на рис. 14.3 для примера показан слева привод от магнита переменного тока, а справа привод от магнита постоянного тока. И в том и другом случае, при включении электромагнита, якорь приводит толкателем в движение золотник, который соединяет соответствующие магистрали. При обесточивании электромагнита золотник занимает нейтральное положение под действием пружин 2, 3.
В гидрораспределителе (рис. 14.4, а) для перемещения золотника применяется жидкость, подаваемая из систем управления в полости
и 2.
При наличии на машинном агрегате сжатого воздуха применяются гидрораспределители с пневматическим управлением (рис. 14.4, б). При этом воздух из системы управления подается под поршень 3.
Гидрораспределитель (рис. 14.5), обладающий весьма высокой надежностью и большим быстродействием, внедрен на многих механизмах с гидроприводом, расположенных в непосредственной близости от печей, прокатных клетей, прессов и транспортных устройств, на которых обрабатывается и транспортируется нагретый металл. Он состоит из корпуса 1, в сквозном отверстии которого установлена рубашка (гильза) 2 золотника 3. В торцы золотника упираются нажимные штоки 4, которые рабочими концами проходят через отверстия в
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image167.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 14.4. Гидрораспределители с гидравлическим (а) и с пневматическим управлением (обозначения см. текст)
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image168.png" \* MERGEFORMATINET
крышках 5. Крышки имеют сливные отверстия для отвода масла. Рабочие концы штоков упираются в поршень 6 пневмоцилиндра 7, который болтами, проходящими через крышку 5, соединен с корпусом распределителя. Поршень удерживается в переднем положении пружинами 8. В качестве управляющего элемента применен укрепленный на корпусе стандартный электропневматический вентиль 9. При отсутствии сигналов управления на вентилях воздух в пневмоцилиндры не подается, золотник занимает среднее положение, и все линии перекрыты.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image169.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 14.6. Гидрораспределитель с электрогидравлическим управлением:
/ — корпус распределителя; 4 — дроссель; 5— обратный клапан; 6 — регулируемый упор (остальные обозначения см. текст)
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image170.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 14.7. Крановый гидрораспределитель:
2 — крышка; 3 — корпус (1, 4 см. текст)
В гидрораспределителях с условным проходом выше 10 мм для перестановки золотника требуются значительные усилия. Поэтому в таких гидрораспределителях для перемещения золотников используется гидропривод, управляемый электромагнитным приводом.
Распределитель с электрогидравлическим управлением (рис. 14.6) состоит из главного распределителя и распределителя управления. Для перестановки золотника 8 и сообщения каналов А, В потребителя с линией нагнетания или слива подается напряжение на правый или левый электромагнит 3 гидрораспределителя 2. При этом золотник распределителя перемещается влево или вправо, сообщая полости / и II, а также полости А и В соответственно с линиями нагнетания или слива. При отключении напряжения золотник распределителя посредством возвратных пружин 7занимает среднее положение, сообщая полости / и II со сливом.
В некоторых случаях при применении гидрораспределителей особо большого проходного сечения могут применяться два гидрораспределителя управления с последовательным включением.
Крановые гидрораспределители (рис. 14.7) предназначены для пропускания, перекрытия и изменения направления потока рабочей жидкости в гидравлических системах машин [24]. Отверстие Р соединено с линией нагнетания, отверстия АшВ — с полостями гидроцилиндра или другого исполнительного механизма. Отверстие Т — со сливом.
Эти отверстия соединяются в разных сочетаниях в зависимости от положения крана 4, который устанавливается рукояткой 1.
Клапанные гидрораспределители. К седлу 2 корпуса 1 (рис. 14.8, а) при помощи пружины 5 и толкателя 4 прижимается шар 3. При этом жидкость из магистрали Р подается в магистраль А потребителя. При необходимости соединить магистраль^ со сливом подается напряжение на электромагнит 6 постоянного или переменного тока, который при этом выталкивает сердечник 7. Сердечник нажимает на конец рычага 8, который, поворачиваясь противоположным концом, нажимает через шарик 9 и толкатель 10 на запорный шар 3. Последний, перемещаясь вправо и сжимая пружину 5, прижимается к седлу справа. Магистраль Р отсекается от магистрали А, магистраль А сообщается со сливной магистралью Т. При отключении напряжения шарик при помощи пружин устанавливается в исходное положение, и магистрали Р и А соединяются. Сердечник электромагнита утапливается.
В тех случаях, когда необходимо менять местами подключение магистралей, применяют двухшаровые клапаны (рис. 14.8, б). В этом клапане в исходном положении магистраль Р закрыта, а магистрали АшТ соединены. Шарик 12 при помощи пружины 13 под давлением прижимается к седлу.
При включении электромагнита 11 его толкатель при помощи рычага 17и толкателя 16с шаром одновременно прижимает шар 15к седлу, а шар 12 отжимает от седла 14. При этом магистраль А отсекается от магистрали Т и соединяется с магистралью Р.
Описанные клапанные распределители используются как самостоятельные аппараты гидросистем либо ими оснащаются клапанные распределители большого проходного сечения, которые стали применяться в масляных гидросистемах (рис. 14.9).
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image171.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 14.8. Клапанные гидрораспределители с одношаровым (а) и с двухшаровым (б) затвором (1-17 си. текст)
В корпусе 1 установлены рубашка 2 клапана и клапан седельного типа 3. К корпусу прикреплен одношаровой седельный клапан 4, который внутренними каналами сообщен с полостями управления основного клапана. Клапаны работают следующим образом. В исходном положении клапан закрыт и при помощи давления, поданного из магистрали Р в полость /, прижимается к седлу. Магистрали А и Р разомкнуты, полость клапана //соединена со сливом. При включении электромагнита клапана полость //соединяется с магистралью Р и при помощи давления, возникающего от давления на клапан жидкости в магистрали Р и давления Р на левый поясок клапана, клапан перемещается вправо, выталкивая жидкость из полости /в магистраль Р. Магистрали Аи Р соединяются. При обесточивании электромагнита шарик клапана возвращается в исходное по-
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image172.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 14.9. Управляемый клапан (а) и схема его работы (б); обозначения см. текст

ложение. Полость II сообщается со сливом и клапан закрывается, отсекая магистрали Рш А.
Запорные гидроклапаныВ гидросистемах, работающих как на масле, так и на эмульсии или воде, часто приходится обеспечивать течение потока жидкости в одном направлении и исключать движение в противоположном. Эти задачи решаются при помощи запорных клапанов, которые подразделяются на простые обратные, обратные с гидравлической деблокировкой, наполнительные клапаны.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image173.png" \* MERGEFORMATINET
1 г з
Рис. 14.10. Обратный клапан типа Г-51-2 (обозначения см. текст)
Простой обратный клапан (рис. 14.10) [24] предназначен для непосредственной установки в трубопроводах. В цилиндрическом корпусе 1 установлен пустотелый плунжер 2 с конусным затвором, который удерживается пружиной 3 в гнезде корпуса. При течении рабочей жидкости в направлении по стрелкам клапан отходит от седла, и жидкость из полости трубопровода I через клапан поступает в полость трубопровода II. При течении жидкости в противоположном направлении давление потока и пружина прижимают клапан к седлу, разрывая поток жидкости. Обычно потеря давления на обратном клапане не должна превышать 0,03—0,35 МПа.
В некоторых случаях четыре обратных клапана соединяют в мостовую схему. Работу схемы рассмотрим на конкретном примере.
Тележка гидромеханического экспандера приводится в движение при помощи двух гидромоторов, система управления которыми представлена на рис. 14.11. Здесь обратные клапаны собраны в мостовую схему, в диагональ которой включен предохранительный клапан. Диагональ соединена со сливом. При подаче трубы на тележ-
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image174.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 14.11. Схема работы мостовой схемы обратных клапанов (обозначения см. текст)
кс 4 на шаг экспандирования жидкость поступает через гидрораспределитель 6в полости Гш В гидромоторов 3 и 5 и сливается из полостей А и Б, После подачи тележки на шаг экспандирования для ее остановки гидрораспределитель полностью отключает полости гидромотора от нагнетательной и сливной магистралей. Но тележка продолжает движение по инерции, и в трубопроводе слива гидромоторов возрастает давление, при помощи которого гидромоторы тормозят тележку. Если величина давления превысит настройку предохранительного клапана 1, часть жидкости из полости гидромоторов уйдет на слив, роторы гидромоторов повернутся на определенный угол, и в полости Л и Б через обратный клапан 2 поступит жидкость из сливного трубопровода для подпитки. Таким образом, мостовая схема применяется для предохранения гидропривода от перегрузки. При этом не обязательно, чтобы гидропривод был вращательного типа. Схема работает аналогично и при использовании гидроцилиндров. Иногда для подпитки в схеме применяют небольшие подпиточные насосы.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image175.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 14.12. Обратный клапан с деблокировкой (1—6 см. текст)
В большинстве случаев обратные клапаны применяются в гидравлических схемах, где требуется перекрытие систем, находящихся под нагрузкой. Они служат в качестве предохранителей для предотвращения падения груза при аварии трубопровода или самопроизвольного опускания груза. Поэтому при нормальной работе обратные клапаны должны быть открыты (т.е. пропускать жидкость в обоих направлениях) и закрываться при подаче определенных команд.
Эти функции выполняются клапанами с гидравлической деблокировкой (рис. 14.12). В корпусе 4 установлен клапан 2, который при помощи пружины 1 и подводимого давления прижимается к седлу 3, не пропуская поток жидкости из полости А в полость Б. С противоположной стороны в корпусе вмонтирован поршень 5 со штоком. В полость б над поршнем может подаваться управляющее давление. При нормальной работе в полость 6 подано управляющее давление, поршень 5 при помощи штока отжимает клапан 2 от седла, и поток жидкости движется в любом направлении. При снятии управляющего давления клапан при помощи потока жидкости и пружины отодви-
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image176.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 14.13. Гидрозамок (обозначения см. текст)
нет поршень со штоком вправо и поток будет пропускаться только в одном направлении справа налево.
В некоторых случаях обратные клапаны с деблокировкой снабжены дополнительными разгрузочными клапанами для устранения гидравлических ударов.
Для фиксации поршня силового цилиндра в заданных положениях применяются гидравлические замки (рис. 14.13). В корпусе 1 установлены два обратных клапана 2 и 5, между которыми размещен плавающий поршень 4 Жидкость поступает к замку через каналы А, Б и от замка в полосі и си юного цилиндра 3 через каналы В, Г. При подаче жидкости в поршневую полость гидроцилиндра жидкость высокого давления поступает в полость А гидрозамка и сдвигает поршень 4 вправо, при этом шток поршня отодвигает клапан 5 от седла, и жидкость из штоковой полости гидроцилиндра беспрепятственно уходит на слив. При подаче жидкости высокою давления в штоковую полость гидроцилиндра жидкость, проходя через замок, сдвигает поршень влево, при этом отодвигается от седла клапан 2 и при движении поршня гидроцилиндра жидкость из поршневой полости уходит на слив. При отключении давления клапаны гидрозамка запирают обе полости гидроцилиндра и удерживают поршень от смещения. Гидрозамки применены, например, на всех гидроприводах механизмов бесконусного загрузочного устройства, на гидроприводе установки вакуумирования и надежно удерживают заслонки и поворотную платформу в заданном положении.
В гидросистемах прессов применяются так называемые клапаны наполнения, которые являются обратными клапанами больших проходных сечений с гидравлической деблокировкой.
На рис. 14.14 изображена схема логического элемента — встроенного обратного клапана. Он состоит из гильзы 2, вставленной в проточку гидравлического блока 1. Сверху гильза закрыта крышкой 4 с
подводом управляющего давления. Внутри гильзы движется плунжер 3 с конусом, который при помощи пружины 5 прижимается к седлу гильзы и разделяет полости магистрали А и Б. В верхней части плунжера выполнена проточка К.
Клапан работает следующим образом. При давлении рх = 0 при подаче давления р2 жидкость давит на поясок К и поднимает клапан — жидкость из магистрали Б попадает в магистраль А. При подаче давления р3 в магистраль А жидкость давит на торец плунжера и, преодолевая сопротивление пружины, поднимает клапан. Жидкость протекает из магистрали А и Б. Если подано достаточно высокое давление pv то оно запирает клапан, прижимая Рис. 14.14. Логический элемент (обозна- его к сеДлу, и клапан не от- чения см. текст)крывается.
Поточные клапаны
Поточные клапаны служат для регулирования скорости движения*1^1тстуграил:тжчЛуГенеНИЯ ТПГОЩЗДИ ПрО~
ходного сечения трубопровода, подводящего рабочую жидкость к потребителю для ограничения расхода или создания перепада давления. Поточные клапаны можно разделить на дроссельные клапаны и клапаны регулирования потока.
Дроссельные клапаны. По принципу действия дроссельные клапаны можно разделить на две группы: вязкого сопротивления и инерционного сопротивления.
В дросселях вязкого сопротивления потеря напора определяется вязким сопротивлением потоку жидкости, в результате чего потеря давления является функцией скорости течения жидкости. Форма щели дросселя определяет зависимость расхода от вязкости. Дроссельное регулирование скорости гидродвигателя применяется только в том случае, когда он преодолевает постоянное технологическое сопротивление и не требует поддержания постоянства скорости при изменении сопротивления. Принципиальные схемы распространенных дросселей вязкостного сопротивления представлены на рис. 14.15 [44].
В гидросистемах низкого давления распространены дроссели типа поворотного крана (рис. 14.15, а—г). Недостатком дросселей с поворотным краном является зависимость расхода жидкости через них от температуры, а также возможность засорения проходного канала, особенно при малых сечениях. В настоящее время все большее распространение получают игольчатые дроссели, конструктивные схемы которых представлены на рис. 14.15, д—з.
Эксплуатируя дроссели в широком температурном диапазоне, при котором может меняться вязкость жидкости, для обеспечения стабильной расходной характеристики применяются дроссели из последовательно соединенных шайб (рис. 14.15, и). Работа дросселя основана на многократном сужении и расширении потока жидкости, сопротивление такого дросселя обусловлено потерями напора при истечении через отверстие в тонкой стенке. В дросселях инерционного сопротивления потеря напора определяется инерционными силами, в результате чего падение давления на дросселе пропорционально квадрату скорости потока жидкости [44].
Дроссели инерционного сопротивления применяются главным образом в тормозных устройствах. Схемы их представлены на рис. 14.16.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image178.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 14.15. Схемы дросселей вязкостного сопротивления
Во всех этих схемах торможение осуществляется под действием силы давления жидкости, возникающей при перетекании жидкости через переменные (в функции перемещения) проходные сечения. В гидравлическом тормозном устройстве (рис. 14.16, а) тормозное давление рт возникает вследствие наличия гидравлических сопротивлений при перетекании жидкости из полости тормозной буксы 3 в бак 1 через кольцевую щель между плунжером 2 и буксой с переменным проходным сечением.
Тормозное давление р.{ в устройстве, показанном на рис. 14.16, б, создается при перетекании жидкости из полости В в бак 4 через щель переменной ширины, которая перекрывается поршнем 5. В схеме рис. 14.16, в в полостях Б и В создаются соответственно давления Рг6 и Рта. Причем жидкость в этом случае перетекает через переменное проходное сечение между кольцом 10 и веретеном 9 и далее через один из дросселей 6 и <?в бак 7. В этом случае возможны два варианта торможения: дроссель 6 закрыт, и жидкость перетекает из полости # в полость Б и далее через дроссель 8 в бак; дроссель закрыт, и жидкость
перетекает из полости Б в полость В и далее через дроссель 6 в бак.
2 3
7 РтЗ —'I _г1’ 5 тг* . •• * /// - Рт_— I ^ б-
Дроссели 8 в первом случае и б во втором случае служат также для настройки режима торможения. Через обратные к л а п а и ы происходит заполнение тормозных полостей жидкостью при движении поршня.
ш
ггг/тш'/тт
Ю
12 13 Я
ж:
15
11
Согласно схеме гидротормоза на рис. 14.16, г, тормозное давление дг возникает при перетекании жидкости из цилиндра 15 в бак // через дроссели 14 и 13.
п_Л
Рис. 14.16. Схемы (о—г) дросселей инерционного сопротивления (/—/5 см. текст)
Проходное сечение дросселя 14 в процессе торможения изменяется с помощью профильной линейки 12. Дроссель 13 служит для настройки режима торможения.
Как видно из приведенных схем, основным принципом гидравлического торможения является наличие переменного в функции перемещения проходного сечения для потока жидкости, которое в случае остановки в конце хода должно быть равно нулю.
На рис. 14.17, а представлена конструкция наиболее распространенного в гидросистемах, работающих на масле, гидродросселя типа ДК [45]. Жидкость из полости А поступает в дросселирующую щель В, которую образуют корпус 1 и плунжер 4, и, дросселируясь, перетекает в полость В. Вращая рукоятку 2 при помощи кулачкового механизма 3, перемещают плунжер 4 и регулируют кольцеобразное сечение дросселирующей щели В. Дросселирование производится толь-
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image181.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 14.17. Схема дросселея с обратным клапаном типа ДК: а — дроссель (обозначения см. текст); б — схемы включения сдвоенных обратных клапанов
ко в одном направлении. При дросселировании жидкость, поступая в полость А, плотно прижимает к седлу обратный клапан 5, и весь расход жидкости проходит через дроссель. При изменении направления потока жидкость поступает в полость В, отжимает клапан и через полость Г, минуя дроссель, поступает в полость Д при этом дросселирования не происходит. Имеются дроссели без обратного клапана, в этом случае дросселирование жидкости осуществляется в обоих направлениях. В некоторых случаях при блочном монтаже применяются встроенные дроссели и дроссели — обратные клапаны.
Для регулирования скорости движения рабочего органа гидропривода нашли широкое применение сдвоенные дроссельные обратные клапаны, в которых в общем корпусе смонтированы два обратных клапана — дросселя. В зависимости от направления движения потока жидкости один обратный клапан прижимается к седлу корпуса, и жидкость при этом дросселируется, а другой — отжимается от седла, и жидкость при этом течет без сопротивления (рис. 14.17, б).
Одной из широко распространенных разновидностей дросселей являются путевые дроссели. Они предназначены для плавного перекрытия (или открытия) прохода жидкости в одном направлении (с целью торможения или разгона рабочего стана). Если путевые дроссели выполнены с обратным клапаном, то они обеспечивают свободный пропуск потока жидкости в обратном направлении, если в комплект путевого дросселя входит также встроенный регулируемый дроссель, то можно получить малую (ползучую) скорость рабочего органа после полного перекрытия основного клапана.
В корпусе 5 путевого дросселя (рис. 14.18) [46, 47] расположен золотник 4 с треугольными дросселирующими щелями. Пружина 6прижимает золотник к толкателю 3, который находится в контакте с рычагом 2^ установленным в крышке на оси с роликом. В расточки корпуса установлен также обратный клапан 8, который пружиной 1 прижимается к седлу, выполненному в корпусе. Дроссель 7 обеспечивает ползучую скорость. В исходном положении золотник по шя г и окна золотника открыты. Рабочая жидкость поступает из полости А в полость Б. Обратный клапан 8 прижат к седлу разностью давлений и пружиной 1. Под воздействием кулачка, установленного на подвижном звене механизма (на рис. 14.18 не показан), рычаг 2 опускается, давит на шток 3, который перемещаясь, опускает золотник 4. При этом перекрываются проходные каналы, изменяется сопротивление проходу рабочей жидкости, а следовательно, изменяется скорость гидропривода подвижного звена механизма и оно затормаживается. Когда золотник полностью перекрыт, жидкость может поступать через дрос-
сель 7ползучей скорости. В обратном направлении поток рабочей жидкости поступает из полости Б в полость А, проходит через обратный клапан 8, преодолевая сопротивление пружины, и не дросселируется.
Во многих гидросистемах отечественной и импортной поставки применяются прецизионные дроссели (рис. 14.19). В корпусе / помещаются кулачок 2. регулирующий элемент 3 со шкалой и втулка-диафрагма 4. Регулирование дросселя осуществляется путем поворота кулачка, соединенного с регулирующей ручкой. Размеры проходного сечения зависят от положения кулачка относительно окна втул ки-д и афра гм ы.
Клапаны регулирования потока. В случае, когда требуется обеспечить постоянную скорость гидродвигате- ля независимо от нагрузки, одного дросселя недостаточно. В этом случае применяются клапаны регулирования потока, которые состоят из двух элементов; собственно дросселя с постоянной настройкой и регулятора давления, автома- тически поддерж! Iвающего
постоянный перепад давления перед дросселем.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image183.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 14.19. Прецизиозный дроссель (1-4 см.
текст)
Рассмотрим по схеме (рис. 14.20) принцип работы регулятора потока. Рабочая жидкость течет в направлении А—Б. Непосредственно перед клапаном 1 давление жидкости равно давлению нагнетательной магистрали. На выходе из клапана давление^ соответствует давлению, пропорциональному нагрузке потребителя. При изменении нагрузки соответственно изменяются давление р3 и разность давлений Ар=р1— ру Для того чтобы исключить колебания давления, поддерживают величину перепа-
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image184.png" \* MERGEFORMATINET
да давлений р]—р2в дросселирующей щели регулятора постоянной, что достигается при помощи регулирующего поршня 2.
Регулятор работает следующим образом. При поданном на клапан 1 давлении р{ перед дросселем действует давление р2 на поверхность А2 поршня 2, а давление р3 после дросселя 3 воздействует на поверхность Ау
Таким образом на поршень действуют в направлении открытия сила пружины и сила Р3 =РуА3, в направлении закрытия сила Б2 =р2А2, которые находятся в равновесии. При условии равновесия в точке дросселирования всегда существует перепад давления. Если давление на выходе р2 увеличивается, что соответствует увеличению нагрузки, то регулирующий поршень двигается в направлении закрытия, при этом регулирующий поршень уменьшает поток рабочей жидкости, текущий в направлении дросселя 3, до тех пор, пока повышается давление р2 и перепад р—р2 не будет соответствовать силе пружины. Таким образом, расход рабочей жидкости не изменился. Аналогично работает клапан при уменьшении давления р2.
Регулятор потока с обратным клапаном (рис. 14.21) [48] состоит из корпуса 1, втулки 2, втулки-дросселя 3, гаек 4 и 5, регулировочного винта 6, лимба 7, указателя оборотов 8, пружин 9, 11, 14, шарика 10, клапана 12, золотника 13.
Жидкость из системы поступает к отверстию И (подвод), далее через отверстия Км Л в корпусе 1 к дросселирующей щели втулки 2. Далее рабочая жидкость через отверстия во втулке 2 поступает к отверстию Ж (отвод). Отверстие ІГсообщается с полостями ГиД, а отверстие М— с полостью Ж. Золотник 13 находится в равновесии под действием усилия пружины 14 и усилий, возникающих в связи с подводом давления в его торцевые полости Г, Д и Ж.
При повышении давления в напорной магистрали или понижении в отводе М соответственно увеличивается давление в отверстиях И, К и Л или понижается в полости Ж, что приводит к нарушению равновесия сил, действующих на золотник 13. Под действием гидростатической силы, создаваемой давлением жидкости в полостях Г, Д и Ж, золотник перемещается вверх, его дросселирующая кромка увеличивает сопротивление потоку в отверстии К, благодаря чему давление на входе в дроссель понижается по сравнению с давлением в напорной магистрали. При понижении давления в напорной магистрали или повышении в отводе золотник 13 перемещается вниз, уменьшая сопротивление потоку в отверстии К. Таким образом на дроссе-
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image185.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 14.21. Регулятор потока с обратным клапаном типа МПГ 55-3 (обозначения см. текст)
лирующей щели втулки 2 поддерживается постоянный перепад давления.
Отверстия М и И дополнительно соединены клапаном обратным
свободно пропускающим жидкость при движении рабочего органа в обратном направлении.
Поток жидкости регулируется изменением проходного сечения дросселирующей щели во втулке 2 за счет осевого перемещения втул- ки-дросселя 3 с помощью гайки 4в одну сторону и пружины 9 в противоположную. Гайка 4 вращается от лимба 7 через винт 6. Лимб поворачивается на четыре оборота. После каждого оборота лимб с помощью штифта поворачивает на 1 /4 оборота указатель оборотов 8, который фиксируется от самопроизвольного поворота шариком и пружиной 11. При повороте лимба по часовой стрелке поток жидкости увеличивается, против часовой стрелки — уменьшается. Фиксация лимба осуществляется гайкой 5.
Напорные клапаныНапорные клапаны служат для регулирования давления в гидросистеме и в зависимости от назначения могут быть разделены на три группы: предохранительные клапаны, клапаны последовательности и редукционные клапаны.
Предохранительные клапаны. Предохранительные клапаны предназначены для ограничения давления рабочей жидкости в гидросистеме сверх заданного. Клапаны действуют при аварийных режимах работы гидросистемы. Из схемы (рис. 14.22, в) видно, что при работе насоса давление в трубопроводе воздействует на клапан / предохранительного клапана, прижатого к седлу пружиной 2. Когда сила давления масла по какой-либо причине превысит давление пружины, клапан отойдет от седла, и масло через щель между клапаном и седлом уходит на слив в бак. При этом гидравлическая энергия переходит в тепловую.
Если потребитель не забирает жидкость, то она целиком уходит через клапан в бак, так как клапан открывается на расстояние, при котором устанавливается равновесие между усилием пружины и давлением. Давление определяется настройкой пружины и не изменяется, поэтому, если все таки потребитель расходует жидкость, то предохранительный клапан ограничивает давление в гидросистеме в соответствии с настройкой пружины. Такой клапан прямого действия надежен в работе, но при больших расходах жидкости и больших дав-
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image186.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 14.22. Предохранительные клапаны:
а — клапан типа МКПВ; б — клапан типа Г52-2; в — схема клапана прямого действия (1—29 см. текст)
лениях его размеры из-за увеличения размеров пружины резко увеличиваются и применение его становится нецелесообразным. В основном в качестве предохранительных клапанов используются клапаны непрямого действия (переливные золотники), в них встроены небольшие предохранительные клапаны прямого действия, которые управляют перемещением переливного золотника большого проходного сечения.
Рассмотрим работу предохранительного клапана непрямого действия (рис. 14.22, а) [23]. Предохранительный клапан типа МКПВ состоит из корпуса, управляющего и основного клапанов. Управляющий клапан включает стакан 7, в котором размещены пружина 6 и регулировочный винт 8, перемещающийся по резьбе в стакане 7. Пружина 6 одним концом упирается в иглу 4, а другим — в регулировочный винт. Игла вместе с седлом 3 образует затвор управляющего клапана. Уплотнение в затворе осуществляется посадкой конической поверхности иглы на кромку седла. Управляющий клапан ввернут в корпус 1 и уплотнен резиновыми кольцами 2 и 5 круглого сечения. К корпусу стыкуется затвор основного клапана, состоящий из гильзы
клапана 11 и пружины 12. Уплотнение основного клапана осуществляется резиновыми кольцами 9 ж 10.
Работает клапан следующим образом. Давление потока рабочей жидкости, подводимого к торцу основного клапана (полость А) через демпферное отверстие 14 клапана 11, распространяется в надклапан- ную полость под затвор управляющего клапана. В результате создается сила, стремящаяся сместить иглу с ее седла. Этому усилию противодействует усилие пружины 6, настроенной на определенное давление (настройка предохранительного клапана осуществл яется за счет сжатия пружины регулировочным винтом). Когда усилие, создаваемое давлением, превысит усилие пружины, игла сместится и пропустит поток рабочей жидкости на слив. При этом через демпфер 14 клапана начнет проходить поток рабочей жидкости, который создаст перепад давления между торцами клапана 11, за счет чего клапан приподнимается, пропуская часть потока на слив через радиальные каналы в гильзе 13. При снижении давления до уровня, при котором усилие пружины 6 управляющего клапана превысит усилие, создаваемое давлением рабочей жидкости, игла управляющего клапана прикроется. Расхдд через демпфер 14 уменьшается, уменьшив перепад между торцами клапана 11. Под давлением пружины 12 клапан закроется, восстановив настроенное давление. С помощью гидрораспределителя (на рис. 14.22, а не показан), который устанавливается на корпус клапана, можно переключить предохранительный клапан с одного настроенного давления на другое, а также осуществить раз грузку гидросистемы от давления.
Рассмотрим работу предохранительного клапана непрямого де и ствия типа Г52-2 (рис. 14.22, б) [23]. Напорная магистраль масла подведена в полость 20 и отсекается от сливной магистрали при помощи золотника 19, который коническим пояском прижат к седлу втулки 28, запрессованной в корпус 18, пружиной 23 и давлением жидкости, поступающим из полости 20 по каналу 21 в полость 24. Движение жидкости из полости 24 на слив по каналу 27 при нормальной работе гидросистемы не происходит, так как в полости установлен предохранительный клапан 25 прямого действия. Настройка клапана производится при помощи затяжки пружины 26.
Как только давление в нагнетательной магистрали повысится и превысит величину настройки пружины 26, шарик клапана отойдет от седла и соединит полость 24 со сливной магистралью 29 по каналу 27. Давление в полости 24 понизится, так как из-за малости отверстия 21 по сравнению с открывшимся сечением шарикового клапана оно не успевает подпитываться из полости 20, и золотник 19 давлением в полости 15 поднимается вверх, соединит полость 20 и нагнетательную магистраль со сливом.
Перемещение золотника 19 вверх происходит до тех пор, пока силы давления в полостях 15 и 20 не уравновесят силу давления в полости 24 и усилие пружины 23. После этого давление в полости 20 (нагнетательной магистрали) автоматически поддерживается постоянным.
При случайном скачке давления в нагнетательной магистрали давление в полостях 20 и 15 также мгновенно возрастает, а рост давления в полости 24 из-за малого проходного сечения каналов 21 и 16 происходит медленно. При этом нарушается баланс сил, действующих на золотник, и последний открывает проходное сечение конического клапана и соединяет полости 20 ж 17, давление в нагнетательной полости уменьшается.
Клапан может быть использован и для разгрузки системы от давления. Если отверстие 22через кран или золотник управления (на рис. 14.22, б не показан) соединить с линией слива, давление в полости 24 упадет, золотник 19 под действием небольшого давления (0,3 МПа) в полостях 15 и 20 поднимается вверх, сжимая'сравнительно слабую пружину 23, соединит напорную и сливную линии. При этом все масло, подаваемое насосом, сливается в бак, а давление в напорной линии не превышает 0,3 МПа. Золотник управления входит в комплект предохранительного клапана.
Таким образом, рассмотренные клапаны позволяют выполнять несколько функций: предохранительного гидроклапана для предохранения гидросистемы от перегрузки давлением; переливного гидроклапана для поддержания заданного давления путем частичного слива рабочей жидкости во время работы; гидроклапана разности давлений для поддержания заданной разности давлений, определяемой настройкой пружины, в подводимом или отводимом потоках рабочей жидкости или в одном из этих потоков и постороннем потоке; гидроклапана последовательности для пропускания потока рабочей жидкости при достижении заданной величины давления, определяемой настройкой пружины. Типичным представителем таких клапанов является выпускаемый отечественной промышленностью гидроклапан давления-Г54-2
(рис. 14.23) (клапан последовательности) [23, 46, 48]. Напорный золотник Г54-2 состоит из следующих деталей: корпуса 1, золотника 2, втулки 3, колпачка 4, пружины 5, поршня 6, регулировочного винта 7.
Жидкость из напорной магистрали подводится в полость А и отводится через полость Б, Из полости А жидкость через отверстие В и дроссельное отверстие К поступает под нижний торец золотника 2 в полость Г.
Пока давление в полости А меньше настроенного, золотник 2 пружиной 5 удерживается в нижнем положении, поясок золотника разделяет полости А иБ. Когда давление в системе возрастает настолько, что усилие от давления на нижний торец золотника в полости Г преодолевает усилие пружины 5, отрегулированное винтом 7, золотник 2 перемещается вверх. При этом полости Аж Б соединяются, и жидкость поступает в канал отвода. Дроссельное отверстие К служит для демпфирования колебаний золотника. Так как полость Д над верхним торцем золотника отверстиями Ж и И соединена с полостью отвода Б, то разность давлений в подводящем и отводящем Рис. 14.23. Клапан после- каналах поддерживается постоянной, не- довательности Г54-2 (обо- зависимо от изменения давления на выхо- значения см. текст)де из аппарата.
Возможные схемы работы напорного золотника и соответствующие им условные обозначения приведены в табл. 14.2. .,
Выпускаемый промышленностью гидроклапан Г66-1 по конструкции и принципу действия подобен гидроклапану Г54-2 и отличается от него только наличием встроенного обратного клапана [48]. При этом потоки масла с заданным давлением пропускаются в одном направлении и с минимальной потерей давления — в обратном .
Редукционные клапаны. Когда требуется от магистрали с заданным давлением жидкости запитать потребителя, для работы которого необходимо давление ниже магистрального, то перед данным потребителем устанавливают редукционный клапан для понижения давления.
Таблица 14.2. Функции напорного золотника
Функции клапана Условные
обозначения
клапанов
Поддержание заданной разности давлений в подводимом и отводимом потоках (регулируемый клапан разности давлений)
При давлении в отводном потоке, близком к нулевому; поддержание постоянства давления в подводимом потоке (переливной или предохранительный клапан) Мі А
лЛй
!ті
Б ІЛ
Пропускание потока масла в обоих направлениях при достижении в линиях управления заданной разности давления, определяемой настройкой пружины м А .
, ГГ1
V* 1 ^
хг
і_ТІ
в п
Пропускание потока масла при достижении в нем заданного давления, определяемого настройкой пружины и давлением в линии управления (регулируемый клапан последовательности) А
Г_ьп
м|-Н
і-ІҐч
в л
Пропускание потока масла только по достижении в линии управления заданного давления, определяемого настройкой пружины и давлением в подводимом потоке А
гчк;
м|^нПГ^
і_7І .
В 1

1
Редукционный клапан представляет автоматический дроссель с переменным сопротивлением, величина которого определяется разностью между переменным входным и постоянным выходным давлениями.
Редукционный клапан МКРВ (рис. 14.24, а) состоит из основного и управляющего клапанов [7].
Управляющий клапан включает: стакан 18, в котором размещены пружины 17 и регулировочный винт 19, перемещающийся при
помощи резьбы в стакане 18. Пружина одним концом упирается в конический клапан 15, а другим в регулировочный винт. Конический клапан вместе с седлом 14 образует затвор управляющего клапана. Уплотнение в затворе осуществляется посадкой конической поверхности клапана на кромку седла. Управляющий клапан ввинчивается по резьбе в корпусе / и уплотняется резиновыми кольцами 13 и 16.
Основной клапан состоит из втулки 4, гильзы 7, в которой расположен клапан 8 с двумя демпферными отверстиями 10 в его перегородке, пружины 5, стопорного кольца 9и упора 6. Гильза и втулка уплотняются резиновыми кольцами 2 и 11 и защитными кольцами 3 и 12.
Поток рабочей жидкости, подводимый в магистраль В через радиальные отверстия в гильзе 7 и клапане 8 попадает в осевую расточку гильзы и направляется в магистраль редуцированного давления^. Рабочее давление через демпферные отверстия /0 в перегородке клапана 8 распространяется в надклапанную полость под затвор управля-
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image188.png" \* MERGEFORMATINET
ющего клапана. В результате создается сила, стремящаяся сместить конический клапан 15 с его седла 14. Этому усилию противодействует усилие пружины 17 управляющего клапана, настроенного на определенное давление (настройка редукционного клапана осуществляется за счет сжатия пружины 17 регулировочным винтом 19). Когда усилие со стороны конического клапана 15 превысит усилие пружины, конический клапан сместится и пропустит управляющий поток рабочей жидкости на слив через канал 15. При этом давление над клапаном 8 падает и клапан смещается вверх, уменьшая проходное сечение и тем самым уменьшая редуцированное давление до того уровня, при котором усилие пружины 17 уравновешивает усилие открытия конического клапана.
Редукционный клапан Г57-2 (рис. 14.24, б) [23] работает следующим образом.
Масло из напорной линии подводится в полость 24 и далее через дросселирующую щель между корпусом 20 и рабочей кромкой золотника 22 поступает в полость 25, соединяемую с участком гидросистемы, в котором необходимо поддерживать пониженное (редуцированное) давление. Полость 28 каналом 23 соединена с нижней торцевой полостью 21 золотника, которая через малое отверстие 35 в золотнике соединена с верхней торцевой полостью 33. Отсюда масло через вспомогательный клапан 28, расположенный в крышке 30, поступает в линию слива по каналу 32. Полость 25 каналом 34 соединена также с полостью 27. При работе аппарата масло в небольшом количестве (0,8 л/мин) постоянно течет из полости 25 через отверстия 23, 34, вспомогательный клапан 28 и отверстие 32 в линию слива. При этом давление в полости 33 будет ниже давлений в полостях 21 и 27 на величину потерь давления в отверстии 55. Наличие разности давлений на торцевых поверхностях золотника 22 создает осевую силу, поднимающую золотник вверх и сжимающую пружину 26. Золотник рабочей кромкой дросселирует поток жидкости, поступающей из полости 24 в полость 25, вследствие чего давление в полости 25 понижается по сравнению с давлением в напорной линии. Требуемая величина редуцированного давления настраивается винтом 31, изменяющим усилие пружины 29. Случайные ЖЖШЄШЯ. редуцированного давления вызывают осевое перемещение золотника 22 в направлении уменьшения ошибки. Так, при повышении редуцированного давления увеличиваются расход масла через отверстие 35 и потери давления в нем, в результате чего зо-
лотник поднимается вверх, прикрывая проход жидкости из напорной линии в участок гидросистемы с редуцированным давлением. Это приводит к уменьшению редуцированного давления до заданной величины. При чрезмерном уменьшении редуцированного давления золотник под действием пружины опускается вниз, дросселирование потока уменьшается, и заданная величина редуцированного давления восстанавливается вновь.
Таким образом, клапан автоматически поддерживает давление на выходе практически постоянным во всем диапазоне расходов (от нуля до номинальной величины). Возможность нормальной работы клапана в условиях, когда поток редуцированного масла отсутствует, обеспечивается за счет дросселирования потока управления (Q=0,8 л/мин), проходящего из напорной линии через полость 24, дросселирующую щель, полость 25, каналы 23 и 35, вспомогательный клапан 28 и канал 32 в линию слива.
Ювдроаппаратура с пропорциональным управлениемГидрор тс п ределители и другие гидроаппараты обычного дискретного типа способны изменять только направление потоков жидкости или поддерживать одно заданное значение давления или расхода. Для того чтобы управлять давлением или расходом, необходимы дополни тельные дроссели, предохранительные или редукционные клапаны а их число зависит от необходимого числа ступеней изменений расхода или давления, что серьезно усложняет гидросистему и во многих случаях не обеспечивает качественного управления гидроприводом. Применение гидроаппаратов с пропорциональным управлением позволяет решить указанные задачи при использовании в большинстве случаев только одного аппарата, обеспечивая при этом высокую надг^ностъ и качество управления гидростатическим двигателем.
В качестве электромеханического преобразователя в гидроаппаратуре с пропорциональным управлением используется пропорциональный электромагнит с линейной характеристикой.
В таком электромагните сила, развиваемая якорем, зависит от величины тока в обмотке. Форма магнитопровода такова, что усилие остается практически неизменным на всем ходе якоря при одном и том же значении тока в обмотке.
Якорь электромагнита помещен в трубку, заполняемую маслом, поступающим из сливной магистрали гидроаппарата, что создает благоприятные условия для работы электромагнита. На гидроаппаратуре с пропорциональным управлением устанавливается два типа пропорциональных электромагнитов: электромагнит ПЭМ 6-1 без датчика обратной связи или электромагнит ПЭМ 6-2 с датчиком обратной связи (электрическим) по положению якоря.
Первый электромагнит применяется в предохранительных, редукционных клапанах, регуляторах управления подачей насосов. Второй — в гидрораспределителях и регуляторах потока с электрогидравлически м управлением.
Освоено производство гидрораспределителей с электрическим, пропорциональным управлением — РП 6 и электрогидравлическим управлением РП 10, РП 16, РП 20 и РП 32 по ГОСТ 24679-81 [28,49- 52].
К корпусу 3 трехходового гидрораспределителя (рис. 14.25, а) при креплены пропорциональные электромагниты 7 и 2 с датчиком об ратной связи 1. Золотник 5 гидрораспределителя центрируется при помощи пружин 6. Штоки 4 якорей электромагнитов упираются в торцы золотника 5. Питание пропорциональных магнитов и датчика обратной связи осуществляется от специального электронного блока (на рис. 14.25, а не показан).
В исходном положении золотник находится в среднем положении, все магистрали перекрыты. При подаче управляющего сигнала на вход электронного блока включается соответствующий электромагнит 2, причем усилие, возникающее на якоре электромагнита, пропорционально величине подаваемого сигнала, вследствие чего золотник также переместится на величину, пропорциональную величине сигнала. При помощи якоря электромагнита 2, например, золотник перемещает« я вправо соединяя канал В с нагнетательной магистралью, а канал А < о сливом При перемещении золотника сжимается пружина 6, при этом по мере перемещения усилие сжатия возрастет и становится равным заданному усилию электромагнита 2. Когда усилия уравновесятся, золотник останавливается. При этом фактическое положение золотника в виде сигналов датчика обратной связи поступает в электронный блок, где сравнивается с заданным. При совпадении сигналов золотник останавливается; если имеется рассогласование, то при помощи увеличения или уменьшения тока электромагнита положение золотника изменяется. В результате золотник занимает строго заданное положение. При этом обеспечивается заданный расход жидкости к гидродвигателю, а также его направление движения.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image189.png" \* MERGEFORMATINET
Т А Р В Т 9 10 11 12 13 /* 15 16
17 Я
г;I
Г А Р В Т
ГТРис. 14.25. Гидрораспределители с пропорциональным управлением РП 6 (а) и РП 10 (б); 1—22 си. текст
Гидрораспределитель типа РП 10 (рис. 14.25, б) состоит из двух ступеней: управляющей и основной. Основная ступень состоит из корпуса 21, в центральной расточке которого установлен основной золотник 20, центрируемый пружиной 19 и шайбами 17. Со стороны пружины корпус закрыт крышкой 18. С противоположной стороны корпуса, кроме пружины, установлен датчик обратной связи 22. На верхнюю стыковую полость корпуса основной ступени устанавливается управляющая ступень, состоящая из двух пропорциональных электромагнитов 8, 16 (ПЭМ6-1), установленных на противоположных торцах корпуса 12 управляющей ступени. На якорях электромагнитов укреплены заслонки 9, 15, расположенные против сопел 10, 14, укрепленных в корпусе 12. К соплам через редукционный клапан (на рис. 14.25, б не показан), установленный в канале, связывающем сопла с каналом подвода давления от основной ступени, поступает рабочая жидкость под давлением 2 МПа. За редукционным клапаном установлены дроссели 11, 13 на каналах, подводящих жидкость к соплам. Полости между дросселями и соплами связаны при помощи каналов с торцевыми полостями основного золотника.
Основной поток рабочей жидкости поступает в центральную канавку корпуса и далее к соплам управляющей ступени и в торцевые полости золотника. Когда электромагниты обесточены, эти полости через сопла и каналы в корпусе управляющей ступени соединены со сливом. Золотник пружиной установлен в среднем положении. В среднем положении находится также и магнитный элемент датчика обратной связи 22.
При подаче сигнала на один из электромагнитов последний перемещает заслонку относительно сопла на некоторую величину. При этом в полостях между соплом и постоянным дроссельным отверстием возникает давление, соответствующее величине командного электрического сигнала. Это давление, попадая в полость управления под торцем золотника 20, заставляет его перемещаться, сжимая пружину 19 до тех пор, пока усилие пружины и сила давления жидкости не уравновесятся. Таким образом, золотник основной ступени сместится на величину, соответствующую заданному значению тока на катушке электромагнита.
Вместе с золотником перемещается магнитный элемент датчика обратной связи, и в электронный блок непрерывно поступает сигнал положения золотника. Он сравнивается с задающим сигналом и при рассогласовании сигналов изменяется величина тока электромагнита и положение золотника.
При отключении питания золотник основной ступени устанавливается пружиной в центральное положение. При подаче на вход электронного блока сигнала другой полярности команда поступает к другому электромагниту, что обеспечивает реверс золотника основной ступени, так же как и при работе первого электромагнита.
Некоторые зарубежные фирмы разработали и применяют на гидрораспределителях, аналогичных типу РП 10, управляющую ступень другой конструкции (рис. 14.26).
В корпусе 15 основной ступени в центральной проточке установлен золотник 14, центрированный относительно полостей гидрораспределителя торцевыми пружинами 16, 12, установленными в гидравлических камерах 17,13 привода золотника. Сверху на корпусе основной ступени установлена управляющая головка 7. В расточку управляющей головки вставлены с двух сторон втулки 4, 8. Внутри втулок движутся поршни 2, 10 с осевыми отверстиями, которые радиальными отверстиями соединены с кольцевыми проточками 3, 9 на наружной поверхности поршней. Поршни пружинами 5, 6 удерживаются соответственно в крайнем левом и правом положениях и упираются в штоки якорей 1,11 пропорциональных магнитов, укрепленных на корпусе головки управления.
В исходном положении электромагниты обесточены. Золотник 14 при помощи пружин занимает среднее центральное положение, и потребитель отсоединен от магистралей нагнетания и слива. Гидравлические камеры 17, 13 привода золотника соединены со сливной магистралью через каналы, осевое отверстие в поршнях, кольцевую проточку на поршне и каналы в корпусе. Питание и управление пропорциональными электромагнитами в импортной гидроаппаратуре осуществляются также от электронного блока. При подаче задающего сигнала заданной полярности на вход электронного блока соответствующий электромагнит получает питание от электронного блока. Величина тока соответствует усилию электромагнита, которое должно уравновеситься усилием пружины при перемещении золотника на заданную величину. Например ток подан на электромагнит 1, тогда якорь электромагнита перемещает поршень 2 вправо. При этом проточка поршня 2, входя во втулку 4, отсоединяет полость Г от слива и соединяет ее с магистралью давления управления. Так как магнит 1 переместился на заданную величину, то и поршень 2 с проточкой также переместится на эту же величину, и таким образом в полость Г поступает жидкость под давлением, величина которого определяется величиной открытия дроссельной щели, образованной проточкой 3 и отверстиями втулки 4, т.е. редуцированным давлением, величина которого меньше давления управления. Редуцированное давление поступает в камеру 17 и перемещает золотник вправо, сжимая пружину 12. Но при сжатии ее усилие возрастает, и после перемещения золотника на заданную вели-
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image191.png" \* MERGEFORMATINET
Гидравлическое, пневматическое и смазочное оборудование металлургических цехов
чину усилие пружины становится равным силе давления жидкости в камере 17.
Давление в камере 17возросло настолько, что приложенное к поршню усилие якоря электромагнита уравновешивается давлением жидкости, воздействующей на тот же поршень; давление при данной величине дроссельной щели больше не возрастет и, следовательно, нет силы, которая бы сжимала пружину золотника дальше. Золотник 14 останавливается, занимая заданное положение, а из камеры 13 жидкость продолжает поступать на слив. Потребитель сообщается с напорной и сливной магистралями с помощью распределителя, расход через который определяется величиной перемещения золотника. Направление движения гидропривода также определено.
При реверсе изменяется полярность сигнала, поступающего с электронного блока, включается электромагнит П. Реверсируется направление движения золотника и гидропривода. Техническая характеристика гидрораспределителей типа РП приведена в каталогах.
Зарубежные фирмы широко применяют, кроме гидрораспределителей, и другие гидроаппараты с электрическим пропорциональным управлением: клапаны предохранительные, редукционные, дроссели, регуляторы потока и др. Многое из указанного осваивается и отечественной промышленностью [51, 53].
На рис 14 ^7 представлен предохранительный клапан с пропорциональным управлением типа М-ПКПД отечественного производства [28]. В расточку корпуса основного клапана 4 вставлены втулка 1 и седлом и клапан 2. Расточка с двух сторон закрывается пробками 5, 12.
Жидкость из гидросистемы к клапану подводится в полость А. По продольным каналам клапана 2 жидкость также поступает в полости Б и В, поэтому золотник в исходном положении гидравлически уравновешен и прижимается к седлу втулки только усилием пружины 3. Из полости В масло через дроссель 8, установленный в управляющей головке 7, поступает к соплу 9, перетекает через него на слив через зазор между соплом и втулкой-заслонкой 10, установленной на штоке якоря пропорционального электромагнита 11.
При подаче тока управления в катушку пропорционального магнита 11 втулка 10 прикрывает сопло 9, и давление в надклапанных полостях Г и В увеличивается, соответственно повышая давление в системе, где установлен клапан. С ростом давления в системе давление, поступающее к соплу, также возрастает и может превысить заданную силу электромагнита, с которой он прикрывает заслонку.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image192.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 14.27. Клапан предохранительный типа М-ПКПД е пропорциональным управлением (обозначения ем. текст)
При этом втулка 10 с якорем отжимается от сопла и жидкость из камер Г и В поступает на слив. Давление в камере В резко падает, а дроссель 6 замедляет поступление дополнительного количества жидкости из камеры А, золотник 2 становится неуравновешенным и под давлением жидкости, сжимая пружину 3, отходит от седла.
Жидкость из магистрали А перетекает на слив и предотвращается повышение давления в гидросистеме.
При падении давления в гидросистеме падает давление в полости Г сопла, электромагнит при помощи заслонки уменьшает зазор между заслонкой и соплом, давления в полостях Г, В возрастают, клапан прикрывается, расход основного потока на слив уменьшается или прекращается совсем.
Технические характеристики таких предохранительных клапанов приведены в каталогах.
14.6. Сервоклапаны
Эти электрогидравлические усилители мощности позволяют преобразовать слабый электрический сигнал в перепад давления жидкости, достаточный для управления мощным гидрораспределителем.
Гидрораспределители типа УГЭ8-12/16 и УЭ8 предназначены для управления расходом жидкости через исполнительный механизм [24,47].
Гидрораспределитель (рис. 14.28, а) состоит из двух блоков: электрогидра вл и ческого и золотника. Между постоянными магнитами 1
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image193.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 14.28. Гидрораспределитель типа УГЭ8-13/16 (обозначения см. текст)
внутри специальной трубки установлена стальная пластинка-заслонка 2, которая при отсутствии напряжения в обмотках магнитов 3 занимает среднее положение между двумя соплами 4, 10, установленными в плите 5. Золотник 7 занимает такое положение в корпусе 6, при котором расход через дроссели 8 и 9 одинаков, и разница давлений под торцами золотника 7 уравновешивает действующие на него усилия жидкости.
Работу распределителя поясним на гидравлической схеме рис. 14.28, в. На схеме сохранены те же позиции деталей распределителя, что и на рис. 14.28, а. В гидрораспределителе дроссели сопла-заслонки 4, 10 и дроссели 8, 9 дросселирующего золотника 7 соединены в гидравлический мост, равновесие которого нарушается при смещении заслонки посредством электромагнита.
Для восстановления равновесия моста нужно, чтобы сместился золотник и перераспределились расходы через его дроссели. Но смещение золотника приводит к изменению расхода жидкости, подаваемой к потребителю, и изменению скорости и усилия потребителя, которые и являются контролируемыми величинами. Заданное действительное значение выходной величины непрерывно измеряется датчиком 14 (рис. 14.28, б), преобразуется и сравнивается с заданным значением в сравнивающем устройстве 13. В случае отклонения действительного значения от заданного система регулирования 12 вносит поправку в работу гидрораспределителя 11, посылая электрический сигнал на его катушки управления 3. Таким образом, существует однозначная зависимость между входным сигналом — током в катушках управления и выходным расходом дросселирующего гидрораспределителя.
Описанные гидрораспределители с электроуправлением используются в электрогидравлических усилителях мощности (ЭУМ) типа УЭ85, серийно выпускаемых нашей промышленностью. ЭУМ характеризуются большими номинальными расходами и давлением, высокой точностью отработки заданного сигнала в статических и динамических режимах.
При управлении гидравлическими исполнительными механизмами большой мощности применяются сервозолотники серии С [47]. В ЭУМ типа С соотношение мощностей управляемого гидравлического потока жидкости, направляемого к гидродвигателю, и электрической входной мощности составляет 1010.
ЭУМ типа С 100-20 выполняют двухступенчатыми, типов С 320-32 и С 1250-32 — трехступенчатыми, С 630016 — четырехступенчатыми.
Первая ступень — электрогидропреобразователь на элементах сопло-заслонка, вторая ступень — цилиндрический золотник во втулке с гидравлической или электрической обратной связью.
Задание подается в электронный блок управления 4 (рис. 14.29), который включает дросселирующий гидрораспределитель 1 с электроуправлением, например, типа УГЭВ-12/16. Гидрораспределитель подает жидкость под давлением в одну из торцевых камер золотника 2, сообщая вторую со сливом. Золотник перемещается, пропуская рабочую жидкость под давлением к потребителю. При смещении золотника перемещается якорь датчика 3 положения золотника. При этом сигнал с датчика положения строго соответствует величине смещения и поступает в электронный блок 4. Когда выходной сигналстанет равным заданному, золотник останавливается.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image194.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 14.29. Схема действия гидравлических дросселирующих распределителей с электроуправлением типа С (обозначения см. текст)
Для многоступенчатых рас- пределителей роль электрогидра вл и чес ко го усилителя играют все предыдущие ступени. Управляет потребителем последняя ступень.
'/А
В последнее время в гидросистемах управления металлургических машин применяют еще одну разновидность ЭУМ — дросселирующий гидрораспределитель типа Г68-1 (рис. 14.30) [48], в крышках 5 которого установлен постоянный магнит 6, в магнитном поле которого находится игла 9, жестко соединенная с катушкой электромагнитного преобразователя 8. В корпусе 3 находится золотник 4, в полость которого подается рабочая жидкость под давлением, в торцевой полости установлена пружина 1. Реактивная турбина 2 приводит во вращение золот- Рис. 14.30. Гидрораспределитель типа Г 68-1 ник ДЛЯ исключения сухого (обозначения см. текст)трения. К распределителю
подводятся магистрали нагнетания и слива, а также полости гидропривода потребителя.
ПОИ рЗбОТС ДрОСССЛИруюЩ&ГО гидрораспределителя игла находится
чрЛггвием давления рабочей жидкости на торецИГЛЫ, усилия регулировочной Пружины 7 и усилия, ВОЗНИ кающш и пр\1
взаимодействии тока управления, подаваемого в катушку электромагнитного преобразователя 8 с магнитным полем постоянного магнита. Команда на изменение режима работы подается на сравнивающее устройство, где сравнивается с сигналом от датчика обратной связи; разница усиливается электронным усилителем и подается на катушку электромагнитного преобразователя 8.
Всякое изменение тока управления приводит к изменению магнитного поля катушки электромагнитного преобразователя 8 и соответственно положения иглы 9. При этом если торец иглы приближается к соплу 10 или удаляется от него, то давление в полости а соответственно возрастает или уменьшается и золотник 4, перемещаясь вниз или вверх, прикрывает или открывает соответствующие магистрали подвода и слива жидкости, ведущие к потребителю. Всякое изменение тока управления приводит к пропорциональному изменению давления управления и положения распределительного золотника. При этом перемещается рабочий орган потребителя или изменяется его усилие.
Функциональные возможности рассмотренных конструкций сервозолотников (дросселирующих гидрораспределителей) и пропорциональных гидрораспределителей одинаковы. Однако сервозолотни- ки имеют лучшие динамические характеристики (время срабатывания, частоты собственных колебаний и т.д.), поэтому широко применяются в системах регулирования. Пропорциональные гидрораспределители получают в настоящее время широкое распространение для непосредственного управления потребителем. Из основных преимуществ по сравнению с сервозолотниками отметим: большую надежность, меньшие энергетические потери, восприимчивость к загрязнениям, стоимость, возможность использования в качестве основной ступени обычных гидрораспределителей.
14.7; Дозаторы
Широкие перспективы применения в гидроприводе металлургических машин имеют дозаторы, содержащие объединенные в единый блок дозирующий гидроцилиндр и линейный гидроусилитель с ме-
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image197.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 14.31. Дозирующий гидроцилиндр (1—9 см. текст)
ханической обратной связью по положению поршня гидроцилиндра и управлением от шагового электродвигателя.
Нарис. 14.31 представлен дозатор указанного типа, примененный для точного совмещения кромок листов перед сваркой в стыкосварочной машине на непрерывном стане холодной прокатки листа. Дозатор работает следующим образом. При повороте вала шагового электродвигателя 1 и связанной с ним (ременной передачей 2) втулки 3 гайка 7 перемещается вдоль винта 6, вызывая смещение втулки, которая, наезжая шайбой 5, открывает соответствующие клапаны 4 гидрораспределителя управления гидроцилиндром 8. Возврат втулки в нейтральное положение осуществляется за счет смещения поршня и связанного с ним винта. При этом клапаны закрываются и поршень гидроцилиндра Постанавливается. Дозатор обеспечивает подачу точно дозированных объемов масла в соответствии с углом поворота шагового электродвигателя, снимает ограничения по применяемому рабочему давлению, чистоте рабочей жидкости, не требует высокой точности изготовления.
Педроаппаратура модульного монтажаПри конструировании гидросистем металлургических машин все шире применяют стыковое присоединение гидравлических аппаратов [54], чем сокращают число трубопроводов в гидросистеме, упрощают монтаж, уменьшают утечки, обеспечивают быструю замену вы- шедшего из строя гидроаппарата без демонтажа трубопроводов.
Для стыкового присоединения используют плиту взаимных соединений. К нижней стороне плиты резьбовыми соединениями подсоединяют трубопроводы от гидроэлемента к напорной и сливной магистралям гидросистемы, а также к подводящим и отводящим трубопроводам потребителя. В плите выполнены каналы, соединяющие верхнюю поверхность плиты с каналами гидроаппаратов стыкового исполнения. Расположение каналов соответствует расположению отверстий входа и выхода гидроаппарата стыкового исполнения, устанавливаемого на данную плиту. Верхняя поверхность присоединительной плиты отшлифована. Гидроаппарат устанавливается прива- лочной плоскостью на верхнюю поверхность плиты и крепится присоединительными болтами. При этом отверстия на плите и в гидроаппарате совпадают, уплотнения каналов выполняются круглыми резиновыми кольцами в отверстиях присоединяемого гидроаппарат та.
Одним из преимуществ плиты взаимных присоединений является возможность установки на нее однотипных гидроаппаратов разных заводов-изготовителей (при соблюдении стандартов на присоединительные размеры) без каких-либо переделок.
Указанное преимущество присоединительной плиты было использовано при создании так называемой гидроаппаратуры модульного монтажа.
Принцип модульного монтажа в том, что аппараты разного функционального назначения устанавливаются один на другой (столбиком) в последовательности, определяемой схемой гидропривода, образуя блоки. Каждый из этих аппаратов-модулей имеет две стыковые плоскости, одинаковые по размерам, расположению и числу каналов и крепежных отверстий с плоскостью распределителя, который устанавливается над всеми аппаратами, замыкая таким образом блок (в некоторых случаях верхним может быть другой аппарат стыкового присоединения, например клапан давления, плита-заглушка или плита связи). Столбик аппаратов (пакет) устанавливается на специаль-
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image198.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 14.32. Гидросхема с использованием модульной и стыковой аппаратуры (7—9 см. текст)
ной монтажной плите, которая сверху имеет отверстия для крепления пакета и подвода жидкости к нему, снизу — отверстия для подключения трубопровода, связывающего пакет с насосной установкой или гидродвигателем, и сбоку — сквозные горизонтальные каналы для соединения с другими плитами. Между плитами могут устанавливаться промежуточные плиты, соединяющие различные каналы и плиты-заглушки, перекрывающие их. Применение модульного монтажа при создании приводов гидрофицированных машин позволяет значительно уменьшить площадь, которую занимает гидропривод в машине, вследствие чего уменьшаются и габариты самой машины, ее масса; значительно сократить количество трубопроводов и их соединений, что даст экономию в трубах и концевых соединениях, а также позволит уменьшить потери давления и шум в системе; кроме того, упрощаются монтаж и демонтаж гидроаппаратуры, что позволяет быстро ремонтировать привод или заменить вышедшие из строя аппараты, легко, без нарушения монтажной схемы, модернизировать привод.
Отечественная промышленность выпускает комплексы модульной гидроаппаратуры с условным проходом Оу = 6 и 10 мм на давление 32 МПа, содержащие клапаны предохранительные * редукционные, обратные^ гидрозамки, дроссели с обратными клапанами, регуляторы потока.
При разработке технической документации на гидросистемы с модульным монтажом гидроаппаратуры применяются специальные обозначения [55].
На рис. 14.32 приведена принципиальная схема гидросистемы с использованием модульной и стыковой аппаратуры [23, 56,57]. Масло от насоса 1 поступает к модульной панели, на которой смонтированы два модульных пакета (предохранительный клапан 3 с распределителем 4 и редукционный клапан 7 с распределителем 6 и регуляторы потока 2 и 5 со стыковым присоединением). При включении одного из электромагнитов распределителя 4 масло под давлением, определяемым настройкой предохранительного клапана 3 модульного исполнения, через один из регуляторов потока 2 (или 3) поступает в рабочую камеру цилиндра 9, а из противоположной камеры через обратный клапан регулятора потока 5 (или 2) сливается в бак. Цилиндр Сработает на пониженном (редуцированном) давлении, определяемом настройкой редукционного клапана 7 модульного исполнения.
Описанный выше модульный монтаж гидроэлементов наряду с большими преимуществами имеет и недостатки: большое количество уплотняемых элементов, необходимость стяжек из высокопрочной стали, сложность конструкции отдельных аппаратов, затрудненность оперативной диагностики отказов, ограниченность номенклатуры. Поэтому применение модульного способа монтажа и его тип для гидросистем металлургических агрегатов в каждом случае должны быть строго обоснованы.
Встраиваемая гидроаппаратураПри беструбном способе монтажа в настоящее время находят все большее применение функциональные блоки и гидроагрегаты на основе комплекса встраиваемой гидроаппаратуры.
Входящие в комплекс аппараты выполняются в виде патронов (рис. 14.33), которые либо ввинчиваются в соответствующие монтаж-
ташше да В у= мм), ли&о вставляются в монтажные отверстия и закрепляются с помощью фланцев и винтов (вставное исполнение для всех 1)у).
Выпускаются во встраиваемом исполнении клапаны гидроуправляемые, обратные, предохранительные, редукционные, дроссели с обратным клапаном с условным проходом от 16 до 80 мм на давление до 32 МПа [47].
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image199.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 14.33. Встроенный обратный клапан
Гидравлическая аппаратура (основная номенклатура: гидрораспределители, клапаны обратные, предохранительные, редукционные, гидрозамки, дроссели, регуляторы потока и др.) выпускается всеми ведущими зарубежными фирмами и отечественным машиностроением, с едиными (международными) присоединительными размерами, что открывает возможности широкой кооперации. Одинаковое расположение и координаты крепежных и присоединительных отверстий на стыковой плоскости аппаратов в значительной мере определяет и конструкцию самих аппаратов. Приведенные в главе конструкции аппаратов аналогичны конструкциям передовых зарубежных гидравлических фирм: Vickers, Racine, Parker (США), Bosch-Rexroth, Herion, Orsta, Ring (Германия), Tauber (Англия), Atos (Швейцария) и др.
Югава 15. Клапаны, работающие на водеКлапанные гидрораспределителиВ гидросистемах металлургических машин, использующих в качестве рабочей жидкости воду и эмульсию, широкое применение нашли клапанные распределители.
В таком распределителе (рис. 15.1, а) внутри стального корпуса 1 выполняются продольные каналы. На определенной глубине в каналах выполнены конические фаски-седла, к которым прижимаются вставленные в отверстия клапаны 2, 4, 5, 6 со штоками. Клапаны, поднимаясь или опускаясь на седла при помощи штоков, сообщают или разъединяют полости над клапаном и под ним. Каждая полость соединена с соответствующей магистралью продольными каналами.
Клапан прижимается к седлу пружинами (сливные клапаны) и рабочей жидкостью (напорные клапаны), поднимаются при помощи кулачков 8, укрепленных на поворотном валу 7. Настраивая определенным образом относительное положение кулачков, достигают заданной последовательности открытия и закрытия клапанов. Привод кулачкового вала возможен вручную либо от гидро-, или от электропривода.
В исходном положении (рис. 15.1, б) ни один из разрезных штоков клапанов 12, 20, 23, 26 не соприкасается с толкателями 31, 32, 34, 37, клапаны закрыты: сливные 11, 27— под действием пружин 25, 16, напорные 19, 24 — под действием жидкости, нагнетательной по трубопроводу в полости 18, 22.
При подаче напряжения электродвигатель 9 поворачивает на заданный угол (определяемый системой управления) кулачковый вал 35. При этом, например, кулачок 36поднимает толкатель 37, а кулачок 30 — толкатель 32. В свою очередь, толкатели 37, 32 поднимают, воздействуя на штоки, разгрузочные клапаны 12, 23. При этом жидкость из полости 22 поступает в полость 33. Давление в полости 22 падает и не сразу восстанавливается, так как жидкость поступает в полость 22 через отверстие 21 малого проходного сечения по сравнению с сечением открытого клапана. При этом кулачок 30, продолжая поднимать толкатель 32 и клапан 23, вводит клапан 23 в соприкосновение с шайбой с отверстиями напорного клапана 24. Так как давление в полости 22 упало, то мощности двигателя достаточно, чтобы преодолеть силу давления жидкости в полости 22 на клапан 24 и под-
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image200.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 15.1. Клапанный гидрораспределитель (а—в, 1—38 см. текст)
нять его. Теперь полости 22 и 38 соединены и жидкость из нагнетательной магистрали Р поступает в магистраль В, т.е. в штоковую полость гидроцилиндра 3 (рис. 15.1, а), на котором клапаны 2, 4, 5, 6 соответствуют клапанам 11, 19, 24, 21.
Одновременно кулачок 36, поднимая толкатель 37 и шток клапана 12, сообщает полость 15 со сливной полостью 10. Давление в полости 15 падает и не успевает восстановиться, так как жидкость поступает в полость 15 через отверстие 14 с малым проходным сечением по сравнению с сечением клапана 12.
Поднимаясь, клапан 12 упирается в шайбу клапана И и поднимает его. Теперь магистраль А соединена со сливом, и поршень гидроцилиндра 3 может двигаться справа налево.
Аналогично при перемене направления движения срабатывают клапаны 19, 27. Очень важно при работе клапанов обеспечить выпуск воздуха из надклапанных полостей. Это легко достигается при установке воздухоспускных пробок 17. Следует отметить, что напорные клапаны надежно работают без возвратной пружины, для сливных клапанов аналогичной конструкции рекомендуем в полости устанавливать возвратную пружину.
Некоторые зарубежные фирмы в настоящее время в гидрораспределителях таких типов вместо кулачкового вала применяют индивидуальный гидропривод 29 штоков разгрузочных клапанов (рис. 15.1, в). Гидропривод оснащен системой управления 28.
Впускные клапаны могут использоваться как в гидрораспределителях клапанного типа, так и в качестве самостоятельных гидравлических аппаратов.
В корпусе 1 впускного клапана (рис. 15.2) установлены входной 2 и выходной 3 патрубки с фланцами. В расточку корпуса вставлен стакан 4 с седлом 5, в котором перемещается основной клапан 6. Стакан удерживается в расточке корпуса клапана при помощи нажимной втулки/и нажимной пластины 8, которая крепится к корпусу клапана шпильками. В расточку основного клапана вставлен вспомогательный клапан 9 со штоком 10, который садится на седло 11, выполненное в основном клапане. Вспомогательный клапан фиксируется в основном клапане опорной крышкой 12 которая, при помощи резьбового соединения, соединена с основным клапаном. В корпусе основного клапана выполнены отверстия 13 малого проходного сечения диаметром
мм. Такие же отверстия 14 выполнены в опорной крышке. Шток 10 вспомогательного клапана выведен снизу из корпуса клапана, и имеет
уплотнение 15. Торец штока вспомогательного клапана упирается в торец плунжера 16 управляющего гидроцилиндра 17, который укреплен в нижней части корпуса клапана.
Принцип работы впускного клапан^ следующий. В полость А от трубопровода высокого давления (на рис. 15.2 не показан) подается через входной патрубок 2 рабочая жидкость под давлением. Требуется периодически подавать ее в полость Б, соединенную при помощи выходного патрубка 3 с исполнительным трубопроводом (на рис. не показан) гидромеханизма, а затем от- Рис. 15.2. Конструкция впускного клапана секать исполнительный (обозначения см. текст)трубопровод от трубопро
вода высокого давления.
В исходном положении основной клапан 6 большого проходного сечения сидит на седле, выполненном в стакане 4. Вспомогательный клапан 9 малого проходного сечения сидит на седле 11, выполненной внутри основного клапана. Жидкость высокого давления из полости А в полость Б не поступает. При этом жидкость высокого давления через отверстия 13, выполненные в основном клапане 6, поступает в полость Д а из нее через отверстия 14 в полость Г, поджимая основной 6и вспомогательный 9 клапаны к седлам, обеспечивая герметичность. Плунжер 76при~ водного гидроцилиндра 17 находится в крайнем нижнем положении. Если бы это был кулачок кулачкового вала, то был бы повернут так, чтобы не касаться штока 10 вспомогательного клапана 9.
Когда необходимо соединить полости А и Б, жидкость высокого давления от отдельного гидрораспределителя (на рис. 15.2 не показан) подается в полость Е гидроцилиндра 17 и плунжер 16 перемещает вверх шток 10 с вспомогательным клапаном 9 и открывает его, преодолевая сопротивление жидкости действующей на вспомогательный клапан 9 в полостях В и Г. Вспомогательный клапан 9 отходит от седла 11 и жидкость из полостей В и Г через зазоры между штоком 10 и проточкой основного клапана поступает в полость Б. При этом давление в полостях В и Г падает, и усилия, создаваемого плунжером 16 приводного гидроцилиндра 17, хватает для поднятия основного клапана 6 и открытия полного проходного сечения. Кроме того, основной клапан 6 поднимается под действием жидкости высокого давления на поясок Д выполненный в основном клапане. При этом пополнение жидкости высокого давления из полости А в полости Вт Г идет медленно из-за малости проходных сечений отверстий 13 и 14 по сравнению с расходом жидкости через зазоры открытых клапанов 6 и 9.
При необходимости отсечь полость^ от полости Б, полость Егидроцилиндра 17 сообщают через отдельный гидрораспределитель со сливом. Давление в полости Е падает. При этом, давление в полости Г достаточно, чтобы посадить вспомогательный клапан 9 на седло 11. Полости В и Г отсекаются от полости Б, а жидкость высокого давления из полости А поступает в полости В и Г через отверстия 13, 14 ж воздействуя на основной клапан 6 закрывает последний, прижимая его к седлу 5. Полости А и Б разобщаются.
Запорные вентилиНаиболее распространенной запорной арматурой в гидравлических системах, работающих на технической воде или эмульсии, являются запорные вентили. Их применяют для самых разных сред в широком диапазоне давлений и температур. У запорного вентиля сравнительно небольшой ход клапана, необходимый для полного его открытия. Недостаток вентилей — значительное гидравлическое сопротивление. Их не рекомендуется использовать при работе с загрязненными средами.
На рис. 15.3 представлена конструкция запорного вентиля, который работает следующим образом. При вращении маховика по часовой стрелке, который жестко соединен со шпинделем 3, последнийперемещается по резьбовой втулке 2, выполненной в крышке вентиля 4, вниз, и запорный клапан вентиля 5, который жестко соединен со шпинделем 3, надежно прижимается торцевой поверхностью к торцевой поверхности седла 6 в корпусе вентиля 7. В результате проход рабочей жидкости из подводящего трубопровода в отводящий прекращается. При вращении маховика в противоположном направлении шпиндель 3 перемещается вверх по резьбовой втулке 2 и запорный клапан вентиля 5 отходит от рабочей торцевой поверхности седла 6 выполненной в корпусе вентиля 7. В результате обеспечивается проход рабочей жидкости из подводящего в отводящий трубопровод.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image202.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 15.3. Конструкция запорного вентиля (1—7 см. текст)
Корпуса вентилей высокого давления изготовляют литыми. Сальниковую набивку 1 шпинделя делают высокой, чтобы обеспечить хорошее уплотнение. Резьбу шпинделя, как правило, выносят из корпуса вентиля, чтобы предохранить ее от действия корродирующих продуктов и высоких температур, однако в неответственных случаях, особенно в вентилях малого диаметра, в целях уменьшения размера ее помещают внутри корпуса.
Наиболее ответственная часть вентиля — узел уплотнения запорного клапана. Уплотнительные поверхности изготовляют в зависимости от условий работы из стали, цветных металлов, пластмасс, кожи или резины. В уплотнении участвуют две детали — запорный клапан
и седло клапана 6 — кольцо, запрессованное в корпус, или просто обработанную кольцевую поверхность на корпусе. Обычно седло изготовляют из более твердого материала. По форме уплотнительных поверхностей уплотнения подразделяют на плоское, конусное кольцевое (с касанием по площади), конусное линейное (с касанием по кольцевой линии) и ножевое. Уплотнение с плоскими прокладками из кожи, резины и мягкого пластика применяют для воды и других нейтральных сред при давлении до 1,0 МПа и сравнительно невысоких температурах. В данных конструкциях седло клапана изготовляют обычно из бронзы или латуни, а мягкую прокладку крепят к седлуклапана. Уплотнения из пластмассовых или гуммированных деталей применяют при работе с коррозионными средами. Конусные уплотнения ставят обычно на аппаратуре высокого давления, ножевые — для вязких жидкостей и сред со взвешенными частицами. Уплотнительные поверхности тщательно обрабатывают и притирают.
153. Запорные задвижкиВ гидравлических системах работающих на технической воде или эмульсии широко применяют задвижки. Преимущества задвижек перед запорными вентилями заключаются в меньшем гидравлическом сопротивлении и сохранении прямолинейного движения рабочей среды, что позволяет применять их на трубопроводах гидравлических систем, в которых перемещается технически загрязненная рабочая жидкость. Недостатки задвижек перед запорными вентилями в более сложной, чем у вентилей, конструкции, большем износе уплотнительных поверхностей затвора и большем его ходе, что увеличивает габариты задвижки по сравнению с вентилями при том же диаметре условного прохода.
Задвижки подразделяют по конструктивному оформлению затвора на клиновые и параллельные. У клиновых задвижек затвор имеет форму клина с углом 5—8°, который перемещается между наклонными уплотнительными поверхностями.
В параллельных задвижках запорный орган представляет два параллельных диска, распираемых клином, который упирается в дно корпуса.
На рис. 15.4 представлена клиновая или шиберная задвижка.
Принцип работы ее следующий.
При вращении по часовой стрелке маховика 1, который закреплен в верхней крышке задвижки 2, шпиндель 3 перемещается вверх по рис- 15.4, Конструкция клиновой резьбе во втулке 4 маховика. Затвор задвижки (1-10 см. текст)5, который соединен со шпинделем шаровой пятой 6, перемещается параллельно уплотнительным поверхностям 7 вверх, открывая задвижку. В результате обеспечивается проход рабочей жидкости из подводящего трубопровода в отводящий. При вращении маховика 1 в противоположном направлении, шпиндель перемещается по резьбовой втулке 4 вниз. При этом затвор 5 перемещается параллельно уплотнительным поверхностям 7 вниз, и плотно прижимается к ним, обеспечивая надежное закрытие задвижки. Таким образом, прекращается проход рабочей жидкости из подводящего в отводящий трубопровод.
Сальниковую набивку 8, так же как и у вентилей, делают высокой для надежного уплотнения. Сальниковая набивка поджимается фланцем 9 со специальными болтами 10.
Для дистанционного управления задвижкой, они оснащаются электроприводом и червячным редуктором, укрепленным на крышке 2 вместо маховика 1. Длительный опыт эксплуатации показал, что такие задвижки с электроприводом имеют существенные недостатки. Из них основные — малое быстродействие, частое заедание и поломки червячного редуктора при аварии затвора, требования специальной защиты приводного двигателя при работе во влажной атмосфере, в условиях запыленности и т.д.
Малое быстродействие задвижек с электроприводом не позволяет создавать и строить быстродействующие гидравлические системы.
Используемые в настоящее время на гидромагистралях стандартные задвижки с ручным и электрическим приводом имеют три основных недостатка, таких как частое заедание и обрыв затвора, протечки сальникового уплотнения приводного шпинделя, невозможность перекрыть трубопровод при аварии задвижки.
15.4» Запорные седельные клапаныВ последнее время в гидравлических системах высокого давления до 32 МПа, работающих на технической воде или эмульсии, широко применяют двухлинейные вставные запорные седельные клапаны вместо стандартных вентилей и задвижек. Достоинствами этих клапанов являются снижение износа и высокое быстродействие из-за седельного исполнения, возможность выполнения одним клапаном нескольких функций, малые потери давления как в клапанах, так и в соединительных каналах и др.
Схема вставного двухлинейного запорного седельного клапана представлена на рис. 15.5, а.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image204.png" \* MERGEFORMATINET
текст)
Клапан 3 устанавливается на напорных и сливных магистралях. Для открывания клапана гидрораспределитель 1 включается и сообщает полость А клапана со
сливной магистралью. Жидкость, поступающая в полость Б из напорной магистрали, воздействуя на плунжер 4, поднимает его, и клапан открывается. Для закрывания клапана гидрораспределитель отключается, жидкость из напорной магистрали поступает в полость А и, воздействуя с пружиной 2 на плунжер 10, опускает его на седло. Клапан закрывается. Однако для работы такого клапана на воде или эмульсии требуется еще дополнительная система управления, работающая на масле. Наличие на одном клапане двух разнородных жидкостей снижает надежность его работы.
На работу клапана существенно влияет скорость потока жидкости, так как после открытия клапана давление в полостях становится равным, и закрытие клапана производится только при помощи пружины, что снижает его быстродействие. Кроме того, клапан не имеет торможения при посадке его на седло в конце хода, что снижает срок службы клапана.
В Институте черной металлургии НАН Украины разработан клапан, пригодный для работы как на технической воде, так и на масле, в котором указанные выше недостатки запорных седельных гидро-
шпата В дашшш мере ^етршт Эта тама-жаКЗ15.5,5) состоит из корпуса, в котором движется запорный плунжер 9.
На одном конце плунжера выполнена коническая проточка, что при посадке в седло корпуса обеспечивает полную герметичность. Про
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image205.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 15.6. Запорные седельные гидроклапаны КЗ-1 (а) и КЗ-11 (б) с пневматическим приводом и гидравлическим торможением (обозначения см. текст)
А.М.ИОФФЕ, И.А.МАЗУР
тивоположный конец плунжера через уплотнение выведен наружу. На конце плунжера укреплена втулка 7, которая входит в тормозную втулку 11. Тормозная втулка находится в камере 8, заполненной маслом под атмосферным давлением. Плунжер находится также в соприкосновении с поршнем 6 пневмоцилиндра одностороннего действия. Пневмоцилиндр управляется при помощи стандартного пневмораспределителя 5.
При сообщении полости пневмоцилиндра с атмосферой клапан под действием жидкости поднимается и соединяет магистрали, при подаче воздуха в пневмоцилиндр клапан закрывается. При этом в конце хода втулка 7 входит в тормозную втулку 11, в которой развивается тормозное давление за счет большого гидравлического сопротивления перетеканию масла из полости В в полость Гчерез щель весьма малого сечения между втулкой и буксой. Масло из тормозной буксы проникает также к уплотнениям и смазывает их.
В Национальной металлургической академии Украины (НМетАУ) разработан запорный седельный клапан типа КЗ-1 (рис. 15.6, а), в котором реализовано торможение плунжера как при посадке на седло, так и при открывании клапана. Торможение плунжера гидравлическое, причем в тормозном устройстве используется та же рабочая жи ц- кость, на которой работает клапан.
Запорный седельный гидроклапан с пневмоприводом и гидравлическим тормозным устройством работает следующим образом.
Для открывания гидроклапана полость В пневмопривода сообщается через пневмораспределитель 1 с атмосферой через отверстие 3 в крышке пневмоцилиндра 4. При подводе рабочей жидкости высокого давления в полость А, жидкость воздействует на запорный плунжер 6 и полость 9 гидравлического тормозного устройства в которой движется шток 10. При этом усилия, приложенные к запорному плунжеру 6 и штоковой полости 9 гидравлического тормозного устройства, вызванные подводом рабочей жидкости высокого давления, взаимно уравновешиваются. Жидкость высокого давления, подводимая в полость А, поступает также в полость В гидравлического тормозного устройства через отверстие 12 выполненное в поршне 11 и воздействуя на поршневую плоскость 13 гидравлического тормозного устройства перемещает запорный плунжер 6 с гидравлическим тормозным устройством вверх. При этом клапан перемещается вверх сообщая полости А и С. При движении запорного плунжера 6 вверх, в полости В происходит падение давления рабочей жидкости, подводимой из полости А, за счет наличия в гидравлическом тормозном устройстве дросселя инерционного сопротивления. При этом происходит торможение запорного плунжера 6 клапана при подходе к крайнему верхнему положению. Запорный седельный гидроклапан с пневмоприводом и гидравлическим тормозным устройством открывается. Для исключения удара поршня 16 пневмопривода предусмотрен резиновый амортизатор 2, который гасит удар поршня о крышку пневмоцилиндра 4. Полость Е под поршнем 16 постоянно сообщена с атмосферой через отверстия 5.
При подаче сжатого воздуха через пневмораспределитель 1 в полость В поршень 16 пневмопривода движется вниз и перемещает запорный плунжер 4 с гидравлическим тормозным устройством. При подходе запорного плунжера 4 к седлу 14 сила сопротивления его движению увеличивается за счет дросселирования жидкости, перетекающей из полости В в полость А через дроссель инерционного сопротивления, выполненный в виде отверстия 12. Кинетическая энергия движения запорного плунжера расходуется на совершение работы по дросселированию жидкости через дроссель инерционного сопротивления, что обеспечивает торможение запорного плунжера при посадке его на седло. Гидроклапан закрывается, плотно прилегая своей конической проточкой 8 к поверхности седла 14, вставленного в направляющей втулке 15, обеспечивая полную герметичность. Для исключения удара плунжера 6 о седло 14 предусмотрен резиновый амортизатор 8, который гасит силу удара.>
При этом диаметр поршня пневмопривода выбран так, что не только компенсируется сила давления жидкости на запорный плунжер клапана, но и имеется значительный запас усилия пневмопривода на закрытие клапана, обеспечивая тем самым высокое быстродействие.
Однако опыт эксплуатации рассмотренной конструкции клапана в гидравлических системах металлургического оборудования, использующих в качестве рабочей жидкости техническую воду, показал, что со временем происходит зарастание и засорение дроссельного отверстия
тормозного устройства клапана, что приводит к увеличению времени срабатывания клапана, и соответственно всего гидропривода.
Данный недостаток устранен в запорном седельном гидроклапане конструкции НМетАУ типа КЗ-П (рис. 15.6, 6) путем введения в конструкцию регулируемого игольчатого дросселя, позволяющего отрегулировать время срабатывания клапана при зарастании или засорении дроссельного отверстия. Конструкция запорного седельного клапана с пневмоприводом и гидравлическим торможением показана на рис. 15.6, б.
Запорный седельный гидроклапан с пневматическим приводом и гидравлическим торможением работает следующим образом. Для открывания гидроклапана подается напряжение на электромагнит пневмораспределителя 23, который переключается и сообщает полость Е пневмопривода через отверстие 22 в крышке пневмоцилиндра 20 и пневмораспределитель 23, с атмосферой. При подводе рабочей жидкости высокого давления в полость А, жидкость поступает в штоковую полость В гидравлического тормозного устройства, и воздействует на запорный плунжер 25 и штоковую поверхность поршня 29 гидравлического тормозного устройства. При этом усилия, приложенные к запорному плунжеру 25 и штоковой полости поршня 29 гидравлического тормозного устройства, вызванные подводом рабочей жидкости высокого давления, уравновешивают друг друга. Жидкость высокого давления, подводимая в полость В, поступает также в полость С гидравлического тормозного устройства через отверстие 28, выполненное в поршне 29 и, воздействуя на поршневую поверхность поршня гидравлического тормозного устройства, перемещает запорный плунжер 25 с гидравлическим тормозным устройством вверх, сообщая полости^ и В между собой. При движении запорного плунжера 25 вверх в полости С происходит падение давления рабочей жидкости, подводимой из полости В, за счет наличия в гидравлическом тормозном устройстве дросселя инерционного сопротивления, выполненного в виде отверстия 28 в поршне 29. При этом происходит торможение запорного плунжера 25 при подходе к крайнему верхнему положению Запорный седельный гидроклапан открывается. Для исключения >;прч поршня 19 пневмопривода предусмотрен резиновый амортизатор 21, который гасит удар поршня о крышку пневмоцилиндра 20. Полость Е под поршнем 19 пневмопривода постоянно сообщена с атмосферой через отверстия 24, выполненные в пневмоцилиндре 20.
Для закрывания гидроклапана обесточивается электромагнит пневмораспределителя 23, который переключается и сообщает полость Е пневмопривода через отверстие 22 в крышке пневмоцилиндра 20 и пневмораспределитель 23 с пневмосистемой. При подаче сжатого воздуха в полость Е поршень 19 пневмопривода движется вниз и перемещает запорный плунжер 25 с гидравлическим тормозным устройством. При подходе запорного плунжера 25 к седлу 17 сила сопротивления его движению увеличивается за счет дросселирования жидкости, перетекающей из полости С в полость О через дроссель инерционного сопротивления в виде отверстия 28 в поршне 29. Кинетическая энергия движения запорного плунжера 25 расходуется на совершение работы по дросселированию жидкости через отверстие 28, что обеспечивает торможение запорного плунжера при посадке его на седло. Запорный седельный гидроклапан закрывается, плотно прилегая своей конической проточкой 27 к поверхности седла 17, вставленного в направляющую втулку 18, обеспечивая полную герметичность. Для исключения удара плунжера 25 о седло 17 предусмотрен резиновый амортизатор 26, который гасит силу удара. При этом диаметр поршня пневмопривода выбран так, что не только компенсируется сила давления жидкости на плунжер устройства, но и имеется значительный запас усилия пневмопривода на закрывание гидроклапана с обеспечением высокого быстродействия.
В процессе эксплуатации запорного седельного гидроклапана с пневматическим приводом и гидравлическим торможением регулируется время срабатывания клапана с помощью игольчатого дросселя 30.
Таким образом, предлагаемая конструкция запорного седельного гидроклапана с пневматическим приводом и гидравлическим торможением обеспечивает необходимое торможение плунжера в конце его хода как при открытии, так и закрытии. При этом достигается повышение надежности работы устройства за счет существенного упрощения средств торможения плунжера при посадке на седло и наличия резиновых амортизаторов.
Запорные мембранные клапаныВ настоящее время в гидравлических системах низкого давления до 1 МПа, работающих на технической воде или эмульсии, широко применяют запорные мембранные клапаны с ручным и пневматическим приводом вместо стандартных вентилей и задвижек. Преимущество данной конструкции клапанов перед используемыми аналогами — в конструкции нет запорных элементов, движущихся поступательно или вращающихся в направляющих каких-либо передаточных механизмов. Перекрытие проходного сечения производится мембраной, что обеспечивает надежность работы даже на грязной воде оборотного цикла. При прорыве мембраны запорный мембранный клапан аварийно перекрывает трубопровод и не требуется дополнительных задвижек. При ремонте запорный мембранный клапан не снимается с трубопровода, так как мембрана заменяется в течение нескольких минут. Запорный мембранный клапан используются для оперативного подключения и отключения потребителей воды, эмульсии или других жидких сред, могут применяться для отсечки воды, эмульсии или других жидких сред в диапазоне от 1 °С до 80 °С на любом технологическом трубопроводе.
На рис. 15.7 приведена конструкция запорного мембранного клапана с винтовым приводом.
Клапан работает следующим образом. В результате подвода рабочей жидкости под давлением в полость А через фланец 12 давление воздействует через мембрану 10 на поршень 5. В результате чего в поршне и штоке 8 возникает усилие, направленное вверх. При вращении маховика 7против часовой стрелки, шток’# перемещается по трапецеидальной резьбе в направляющей втулке 6, расположенной в верхней крышке 9 клапана, вверх. Запорный мембранный клапан с винтовым приводом открывается на величину проходного сечения, определяемую положением поршня 5. Тем самым обеспечивается проход рабочей жидкости через кольцевую щель В, образуемую седлом 11 и мембраной 10, и заруба- шечное пространство Б корпуса 1 в выходную полость Г и выходной фланец 2.
При вращении маховика 7 по часовой стрелке, шток 8 перемещается по трапецеидальной резьбе в направляющей втулке 6, установленной в верхней крышке 9 клапана, вниз. При этом в штоке 8 возникает усилие направленное вниз, которое преодолевает усилие, вызванное воз- рис> 15.7, Запорный мембранный гидроклапан действием рабочей жид- с винтовым приводом (обозначения см. текст)кости под давлением на поршень 5 через мембрану 10. Поршень 5 со штоком 8 перемещается вниз, надавливает на мембрану 10и прижимает ее к седлу 11. Запорный мембранный клапан с винтовым приводом закрывается, прекращая движение потока рабочей жидкости.
Описанная конструкция клапана с винтовым приводом используется в запорных мембранных клапанах с диаметром условного прохода до 100 мм, щак как при больших диаметрах условного прохода его размеры из-за увеличения размеров винта резко увеличиваются, а также увеличивают- Рис. 15.8. Запорный мембранный гидроклапан Ся усилия вращения махо- с рычажно-винтовым приводом (обозначения в и применение дан_ см. текст)
ного клапана становится нецелесообразным.
На рис. 15.8 приведена конструкция запорного мембранного клапана с рычажно-винтовым приводом, которая используется в клапанах с диаметром условного прохода до 200 мм.
Клапан работает так. В результате подвода рабочей жидкости под давлением в полость А через фланец 16, давление воздействует через мембрану 14 на поршень 4. В результате чего, в поршне 4 и штоке 13 возникает усилие направленное вверх. При вращении гайки 9 против часовой стрелки, она перемещается вверх. При этом направляющая втулка 11 скользит по винту 10 вверх, за счет усилия вызванного воздействием давления рабочей жидкости. Шток 13 перемещается в направляющих верхней крышки 5 клапана вверх. В результате чего шток
через опорный ролик 7 заставляет рычаг 8 перемещаться относительно своего шарнира вверх. Направляющая втулка 11 скользит по винту 10 вверх и поджимается своей торцевой поверхностью к поверхности гайки 9. Запорный мембранный клапан с рычажно-винтовым приводом открывается на величину проходного сечения, определяемую положением гайки 9.
Тем самым обеспечивается проход рабочей жидкости через кольцевую щель В, образуемую седлом 15 и мембраной 14, и зарубашеч- ное пространство Б в выходную полость Г и выходной фланец 1.
При вращении гайки 9 по часовой стрелке, она перемещается по резьбе винта 10 шт. В результате чего, со стороны гайки 9 действует усилие, которое заставляет рычаг 8 через направляющую втулку 11 опускаться относительно своего шарнира. Рычаг 8 воздействует на опорный ролик 7 штока 13, который перемещается в направляющих верхней крышки 8 клапана. При этом в штоке 13 возникает усилие направленное вниз, которое преодолевает усилие, вызванное воздействием рабочей жидкости под давлением на поршень 4через мембрану 14. Поршень 4 со штоком 13 перемещается вниз, надавливает на мембрану 14 ш прижимает ее к седлу 15. Запорный мембранный клапан с рычажно-винтовым приводом закрывается, прекращая движение потока рабочей жидкости.
Для дистанционного управления клапанами применяют запорные мембранные клапаны с пневматическим приводом. Пневматический привод клапана не имеет подвижных элементов (кроме мембраны и поршня), надежен в эксплуатации. Данная конструкция клапана может быть использована во влажной среде и средах, опасных по газу и пыли. При этом управляющий пневмораспределитель выносится из опасной зоны. Время срабатывания привода 0,3—0,35 с.
Конструкция запорного мембранного клапана с пневматическим приводом приведена на рис. 15.9. Клапан содержит корпус 1, в котором установлены выходной патрубок Е и угловой патрубок 2 с присоединенным фланцем А и седлом 11. На верхнем поясе корпуса 1 укреплена мембрана 3. Над мембраной установлен пневмоцилиндр 10, снабженный поршнем 4 с уплотнением 9. Сверху пневмоцилиндр закрыт крышкой 8, которая крепится к верхнему пояску корпуса 1 шпилькой 7.
Надпоршневая полость Г пневмоцилиндра соединена трубопроводом с пневмораспределителем 5. В крышке 8 размещен регулируемый упор 6, ограничивающий ход поршня 4.
Образуемая мембраной 3 и поршнем полостьДсообщена с атмосферой через отверстие К в пневмоцилиндре 10.
Клапан работает так. При сообщении полости Г с атмосферой в результате подвода рабочей жидкости под давлением к фланцу А, давление поднимает мембрану 3 с поршнем 4. Тем самым обеспечивается проход рабочей жидкости через кольцевую щель В, образуемую сед- Рис. 15.9. Запорный мембранный гидро- лом 11 и мембраной 3, и заклал ан с пневматическим приводом (обо- рубашечное пространство Б значения см. текст)в выходной патрубок Е. За
порный мембранный гидро- клапан с пневматическим приводом отрывается на величину проходного сечения, определяемую положением упора 6.
При подаче с помощью пневмораспределителя 5 управляющего воздуха в полость Г, поршень 4 перемещается вниз, надавливая на мембрану 3 и прижимая ее к седлу 11.
Запорный мембранный гидроклапан с пневматическим приводом закрывается, прекращая движение потока жидкости. Быстродействие клапана может регулироваться с помощью дросселя на магистрали управляющего воздуха.
Запорный мембранный гидроклапан с пневматическим приводом может устанавливаться как на напорных, так и на сливных гидромагистралях с давлением рабочей жидкости до 0,1 МПа. Давление сжатого воздуха — 0,4 МПа.
Бгава 16« Оснастка гидравлических системГидроаккумуляторыГидроаккумулятор служит для накопления находящейся под давлением рабочей жидкости. Это позволяет:
выравнивать нагрузку на насос. Пиковые расходы рабочей жидкости обеспечивает аккумулятор, а насос длительное время работает в постоянном экономичном режиме;
компенсировать утечки, длительно поддерживая давление;
обеспечивать работу системы в случае выхода из строя гидронасоса;
компенсировать гидроудары и пульсации давления, создаваемые насосами;
обеспечивать питание вспомогательных устройств во время ра бочего хода и в течение полного цикла.
Гидроаккумуляторы бывают следующих типов: грузовые, пружинные, поршневые, гидроаккумуляторы с мешком, мембранные.
В металлургии ранее были широко распространены грузовые гидроаккумуляторы, в настоящее время они встречаются редко. Пружинные гидроаккумуляторы не нашли широкого распространения. Чаще всего применяют газо-гидравлические аккумуляторы, в которых энергия накапливается в результате сжатия газа (воздуха или азота).
Гидроаккумулятор такого типа представляет закрытый сосуд, заполненный вначале сжатым газом под давлением, при подаче в сосуд жидкости объем газа (газовой камеры) уменьшается, вследствие чего давление повышается, жидкость и газ обычно разделены поршнем или эластичным элементом, чтобы исключить растворение газа в жидкости (рис. 16.1, а).
Поршневые гидроаккумуляторы (рис. 16.1, б) применяются для больших объемов расходов жидкости [48]. Гидроаккумулятор состоит из цилиндра 7, в котором ходит поршень б. Уплотнение 8 поршня производится при помощи резиновых или чугунных колец. Для повышения герметичности аккумулятора применяют жидкостной затвор 5. Чтобы устранить возможность разрядки поршневых аккумуляторов, применяют клапан 9 самоотключения, который при подходе поршня в крайнее положение, соответствующее максимальной разрядке аккумулятора, закрывает выходное отверстие, запирая в цилиндре аккумулятора некоторое количество жидкости. Поршневые аккумуляторы вьшускают на давление до 35 МПа, часто их соединяют в группы.
Недостатком поршневых гидроаккумуляторов является большой гистерезис (перепад давления при движении поршня вверх или вниз) из-за трения уплотнений. Кроме того, из-за значительной величины трения покоя в уплотнениях возможны скачкообразные движения поршня под действием газа при включении гидроаккумуляторов в работу, что вызывает колебания жидкости в трубопроводах или гидроудары.
Этих недостатков лишены гидрогазовые аккумуляторы с эластичным разделительным мешком (рис. 16.1, а) [27]. Гидроаккумулятор состоит из баллона 3 и мешка 2. В верхней полости находится сжатый газ, в нижней — рабочая жидкость гидросистемы. Через клапан 1 аккумулятор заряжается газом (азотом). На выходе рабочей жидкости из аккумулятора установлен тарельчатый клапан 4, который препятствует затягиванию эластичного мешка в трубопровод при полной разрядке аккумулятора. Когда работает насос и давление в нагнетательной магистрали больше давления газа, которым заполнен баллон, жидкость давит на газ через эластичную камеру, и газ ежи мается. При отборе рабочей жидкости газ в камере расширяется.
Отношение давления газа к максимальному давлению рабочей жидкости составляет 1:10. Давление газа при наполнении должно быть на 0,5 МПа меньше рабочего давления гидросистемы.
Общие правила техники безопасности при эксплуатации гидроаккумуляторов: аккумуляторы монтируются вертикально, каждый резервуар должен быть оснащен контрольным манометром с четко обозначенным максимально допустимым давлением, в панели установки гидроаккумулятора должен иметься опломбированный предохранительный клапан, на максимально близком расстоянии от входа трубопровода в гидроаккумулятор должен быть установлен запорный кран.
Азот подается в насосно-аккумуляторные станции по распределительному трубопроводу со станций азота, которые устанавливаются в цехе, в местах, удобных для подъезда автомобильного транспорта. Баллоны сгружаются с автотранспорта, соединяются в батареи, которые, в свою очередь, подключаются к разводящему трубопроводу. Давление азота в батарее до 10 МПа. По мере необходимости баллоны в батареях заменяются.
В некоторых цехах работают компрессорные станции, в которые подается азот с давлением 0,4—1 МПа. На компрессорной станции
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image209.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 16.1. Баллоны насосно-аккумуляторных станций (7—16 см. текст): а — баллоны с эластичным мешком; б — поршневой аккумулятор; в — схема блока подключения газогидравлических аккумуляторов, работающих на масле; г — баллон насосно-аккумуляторной станции, работающей на воде; д — то же, с навивкой гофрированной ленты
азот сжимается до 10 МПа и подается в распределительный трубопровод ко всем насосно-аккумуляторным станциям цеха. Типовая схема блока включения гидроаккумулятора (рис. 16.1, в) состоит из предохранительного клапана, предохранительного управляемого запорного клапана, запорных вентилей. Нагнетательная магистраль от насосной станции одновременно подключается к гидроцилиндру 10 и к блоку включения аккумулятора 11. В начальный период одновременно работает гидроцилиндр и происходит подзарядка гидроаккумулятора. После зарядки гидроаккумулятора насос отключается, и затем питание механизма идет от гидроаккумулятора. В случае необходимости гидроаккумулятор может быть разряжен при помощи клапана, который может соединить его со сливом. Поворотом вентиля гидроаккумулятор можно отсечь от питающей магистрали, а также включить манометр.
Во время работы компрессор используется редко, тол ько для подкачки воздуха, если имеются его утечки через неплотности в соединениях трубопровода, и для возмещения потерь из-за растворения воздуха в рабочей жидкости. Компрессор выбирается из расчета зарядки гидроаккумулятора один раз за 2—3 сут. и более непрерывной работы.
Гидроаккумуляторы насосно-аккумуляторной станции заправляют от специальной передвижной станции. Для металлургических цехов, имеющих много насосно-аккумуляторных станций, удаленных на значительное расстояние, заправка аккумуляторов при помощи передвижной станции наиболее удобна.
Станция представляет передвижную рамную тележку на пневматическом ходу. На тележке установлена небольшая маслостанция, насос которой может подавать жидкость с давлением до 40 МПа. На этой же тележке установлен поршневой цилиндр, одна полость которого соединена с маслостанцией, другая может соединяться при помощи гибких шлангов и быстроразъемных соединений с подводящим цеховым трубопроводом азота низкого давления и с гидроаккумулятором.
Сначала в азотную полость цилиндра закачивается азот из трубопровода, а масло при этом из масляной полости уходит на слив в бак, затем в масляную полость цилиндра подается высокое давление и одновременно азотная полость цилиндра отсоединяется от подводящего трубопровода. Азот сжимается до заданного давления и перепускается по соединительному шлангу в гидроаккумулятор, затем цикл автоматически повторяется, пока в гидроаккумуляторе не будет достигнуто заданное давление.
Весьма ответственным элементом мощных насосно-аккумулятор- ных станций, использующих в качестве рабочей жидкости воду или эмульсию, являются баллоны гидравлических аккумуляторов. На рис. 16.1, г представлена конструкция гидравлического или воздушного баллона на давление 32 МПа. Штампованные обечайки 13 и днища 12 сваривают электрошлаковой сваркой. Материалом деталей являются углеродистые и низколегированные стали, механические свойства которых строго оговариваются. Испытываются баллоны давлением на 25% выше рабочего в течение 300 с, после чего давление плавно снижается до рабочего и проводятся осмотр сосуда и остукивание сварных швов. Течи, остаточные деформации и «потение» сварных швов не допускается. На каждом баллоне должна быть прочно укреплена табличка с паспортными данными.
Большие баллоны имеют люки и лестницы для внутреннего осмотра и чистки. Баллоны внутри покрывают асфальтом, а снаружи окрашивают нитроэмалью.
При истечении жидкости из отверстия на входе его образуется воронка. Размеры воронки могут быть значительны, и через нее может подсасываться газ из гидроаккумулятора в напорную магистраль, что недопустимо. Поэтому выходной патрубок снабжается рассекателями потока 14.
Для повышения прочности баллонов некоторые фирмы изготавливают их электрошлаковой сваркой из отдельных листов 15 небольшой толщины (до 25 мм).
Затем специальную стальную ребристую ленту 16 в горячем состоянии накатывают на образующую цилиндра, укладывая выступы ленты в канавки низшего слоя. Виток относительно витка сдвигается на одну треть ширины ленты, обмотка укладывается четырьмя — пятью слоями (рис. 16.1, д).
Охлаждаясь, слои ленты прочно прижимаются к цилиндру и один к другому, создавая предварительно напряженную конструкцию корпуса баллона, способную выдержать значительные нагрузки при использовании тонкостенного исходного материала для сварки цилиндра. Так, например, если для сварки обечайки обычного баллона требуется лист толщиной 100—200 мм, то в данном слу пс — 20-о мм.
БакиОтветственными элементами гидросистем металлургических агрегатов являются баки, теплообменники, фильтры и другие устройства для хранения, сбора, охлаждения, нагрева и очистки рабочей жидкости [58].
Бак для рабочей жидкости должен вмещать весь объем рабочей жидкости гидросистемы. Бак проектируют с 50%-ным запасом вместимости, так как необходимо компенсировать утечки и другие потери рабочей жидкости.
Баки обычно выполняются прямоугольными или цилиндрическими сварными из стальных листов. Поверхность бака должна быть гладкой. Внутренние сварные швы должны быть зачищены. На внутренней поверхности бака не должно быть складок и карманов, в которых может скапливаться грязь. Поэтому днища баков выполняют с большим наклоном. В самой глубокой части днища имеется резьбовая заглушка для слива масла при его замене или перед промывкой бака.
Баки устанавливаются на некотором расстоянии от пола для обеспечения хорошей вентиляции днища. Для контроля уровня рабочей жидкости устанавливают индикаторы визуального наблюдения и электрические датчики уровня.
На каждом баке устанавливается заправочно-вентиляционный воздушный фильтр. Рекомендуется комбинировать воздушный фильтр с масляным пылеуловителем. Очень важно, чтобы расход воздуха через фильтр был на 20—30% больше максимального расхода жидкости из бака при работе гидросистемы, чтобы исключить разрежение или избыточное давление в баке.
Ввод жидкости в бак не должен вызывать ее вспенивания и завихрения, поэтому срезанный под углом 45 град, конец трубы направляется к стенке бака.
Концы всех труб, соединенные с баком, должны находиться ниже минимального уровня жидкости в нем на величину не менее тройного диаметра трубы, а срез всасывающего трубопровода должен отстоять от днища бака не менее двух диаметров трубопровода. Для улучшения условий выделения из жидкости воздуха необходимо отделять всасывающие трубопроводы от сливных перегородками высотой 2/3 минимального уровня масла в баке.
В баках устанавливают на сливной магистрали сетчатые или перфорированные устройства для дробления струи жидкости и перфо-
рированные перегородки для создания равномерного течения жидкости вдоль нижней части бака, что способствует выделению воздуха из жидкости и ее очистке. На всасывающей магистрали из бака к насосному агрегату обычно устанавливается запорный кран. Электрическая блокировка при помощи конечных выключателей исключает запуск насосов при закрытом кране.
ТеплообменникиПри работе гидросистемы энергия привода насоса передается рабочей жидкости, частично превращается из-за трения в тепло и рассеивается в окружающую среду через стенки трубопровода, корпуса гидроэлементов. Однако значительная часть тепла остается в рабочей жидкости и нагревает ее.
Обычно допустимая температура рабочей жидкости (масла) равна 50—60 °С. Если температура рабочей жидкости в установившемся режиме гидросистемы превышает допустимую, то необходима установка охлаждающих устройств. В установках небольшой мощности для этого рабочая жидкость протекает через лабиринтную систему трубопроводов, через которые пропускается воздух, нагнетаемы й вентилятором.
Мощные гидросистемы оборудуются для охлаждения масла теплообменниками с водяным охлаждением (рис. 16.2). В корпусе теп-
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image210.png" \* MERGEFORMATINET
лообменника 1 установлен змеевик 2, по которому подается масло на охлаждение, внутри корпуса между трубами змеевика движется вода или другая охлаждающая жидкость. До последнего времени материалом трубок змеевиков служили медь или латунь, иногда — алюминий или сталь [21, 28].
Нагревательные элементыПри пуске гидросистемы в условиях низких температур окружающей среды в баках применяются нагревательные элементы. Мощность одного элемента не может превышать 3 кВт, так как существует опасность возгорания масла на контактных поверхностях нагревательного элемента. Поэтому если одного элемента недостаточно, то их в баке устанавливают несколько.
После пуска системы необходимость в нагреве отпадает: в гидросистеме при работе выделяется столько тепла, что его хватает на поддержку нормальной температуры, а в некоторых случаях требу* тся ох лаждение.
Контрольно-измерительная аппаратураКонтроль давления. В гидросистемах металлургических машин применяют манометры с трубкой Бурдона в качестве чувствительного элемента. Проверяют манометры на специальном стенде службой метрологии предприятия. При эксплуатации манометров давление не должно превышать 3/4 верхнего предела измерений. Для увеличения срока службы манометра его подключают к гидросистеме через переходники (рис. 16.3, а), в которых масло поступает в манометр через канавку винта /, завернутого в отверстие штуцера 2. Винт с канавкой
дроссель гасит колебания давления.
Золотники включения манометра типа ЗМ-320 (рис. 16.3, б) [46] позволяют контролировать давление в заданных местах гидросистемы в любой последовательности. Пользуясь золотником включения манометра, поворотом рукоятки 6, устанавливают канал золотника 5 против одного из подключений к корпусу 3 линии Б, в которой необходимо измерить давление. Затем при нажатии на рукоятку 6 золотник смещается влево, соединяя манометр (полость В) с контролируемой линией, а при отпускании рукоятки пружина 4 возвращает золотник 5 в исходное положение, и полость манометра соединяется с
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image211.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 16.3. Приборы контроля давления (1—12 см. текст): а - переходник к манометру; б — золотник включения манометра типа ЭМ-320; в — реле давления ПГ 62-11
дренажом Г. Гидроэлектрические реле давления ПГ62-11 и Г62 21М применяются для автоматизации контроля и управления ре^„1мом работы гидросистем.
В реле давления типа ПГ-62-11 (рис. 16.3, в) [46] масло подводится в полость 10 корпуса 8 под торец золотника 9. Сверху золотник нагружен регулируемым усилием пружины 7. При повышении давления в гидросистеме до величины, определяемой настройкой пружины, золотник перемещается вверх и поворачивает рычаг 11. Последний отходит от микропереключателя 12, который срабатывает и выдает сигнал в систему управления о том, что давление достигло заданной величины. При уменьшении давления пружина опускает золотник, рычаг поворачивается и возвращает микропереключатель в исходное положение.
Реле типа Г62-21М отличается от реле типа ПГ-62-11 применением в качестве рабочего элемента мембраны вместо золотника. Принцип работы такой же, как и в предыдущем случае.
Контроль температуры. Температура рабочей жидкости контролируется при помощи установленного в баке термостата, состоящего из термопары и электроконтактного указателя температуры. При этом на указателе температуры устанавливают заданную температуру рабочей жидкости, а затем в зависимости от реальной измеренной температуры может быть автоматически включена система либо подогрева, либо охлаждения.
Контроль уровня масла в баке. Маслобаки снабжаются датчиком контроля уровня. Кроме обычного смотрового окна со стеклом, через которое можно контролировать уровень масла в баке, устанавливают поплавковый датчик уровня, сигналы с которого могут выдаваться в систему контроля и автоматического управления.
:16.6. ФИЛЬТРЫ
Эффективность, надежность и долговечность гидроприводов современных машин в значительной степени определяются качеством применяемых рабочих жидкостей. Один из основных факторов, снижающих качество рабочих жидкостей, — их загрязненность механическими примесями, интенсифицирующими изнашиваемость элементов гидросистем и вызывающими отказы гидравлических устройств. По данным многих отечественных и зарубежных исследователей, причина преждевременного выхода из строя узлов гидропривода в большинстве случаев — изнашивание деталей абразивными частицами, находящимися в рабочей жидкости. Частицы загрязнений, находясь во взвещенном состоянии в рабочей жидкости, попадают в зазоры между рабочими поверхностями деталей и вызывают изнашивание, кроме того, увеличивают усилия, потребные для перемещения плунжерных пар и клапанов в десятки и сотни раз, что приводит к нарушению нормальной работы гидравлических систем машин, к выходу из строя отдельных устройств или функцио- налъно важных участков, что обусловливает возникновение аварийных ситуаций.
С другой стороны, производственный опыт показывает, что за счет качественной очистки рабочих жидкостей долговечность гидравлического оборудования увеличивается в 2—3 раза. В связи с этим существенным резервом повышения надежности и ресурса гидравлических систем является повышение чистоты рабочей жидкости.
Уровень чистоты внутренних полостей систем и устройств оценивается количеством загрязнений, находящихся в рабочей жидкости.- Критерием допустимого количества загрязнений в рабочих жидкостях является класс чистоты конкретной рабочей среды, назначае мый разработчиком по соответствующим ГОСТ или ОСТ.
Классы чистоты жидких рабочих и технологических сред (маета, гидросмеси, консервирующие жидкости, моющие растворы И 1 п ) регламентированы ГОСТ 17216—71 «Промышленная чистота. Классы чистоты жидкостей», параметрические величины которых приведены в табл. 16.1.
Класс чистоты нормирует в жидкостях предельно допустимое количество механических примесей, свободной воды и других видов загрязнений. При этом количественная оценка чистоты тем или иным классом указывается в последнем массовым (в процентах) или гранулометрическим составом частиц загрязнений в установленном контрольном объеме жидкости.
Предельно допустимые нормы загрязненности внутренних полостей систем и устройств металлообрабатывающего оборудования и соответственно рабочих жидкостей регламентируются РТМ2 ГОО-6—84 «Промышленная чистота. Требования к чистоте рабочих жидкостей объемных гидроприводов».
Рекомендуемые значения классов чистоты рабочих жидкостей, назначаемые при проектировании, изготовлении, испытании и эксплуатации систем и устройств приведены в табл. 16.2.
Сравнительное количественное содержание загрязнений в указанных классах, определяемое ГОСТ 17216—71, приведено в табл. 16.3.
Назначение необходимого класса чистоты систем и устройств выполняет их разработчик в процессе проектирования, исходя из условий обеспечения требуемой надежности и ресурса безотказной работы, но не грубее норм, приведенных в табл. 16.2. При этом в необходимых случаях разработчик может назначать в объеме устанавливае-
Клас
сы
чис
тоты Число частиц загрязнений в объеме жидкости 100 ± 0,5 см3, <, размером частиц мкм Масса • загрязнений, %, <
I
«Л
е 1-2 2-5 5-10 10-25 25-50 50-100 100-200 волокна 00 800 400 32 8 4 1 Нет свед. Нет свед. Нет свед. Не норм.
0 1600 800 63 16 8 2 Тоже Тоже То же То же
1 Не норм. 1600 125 32 16 3 « « « « « « « «
2 Не норм. 250 63 32 4 1 « « « « « «
3 Не норм. 125 63 8 2 « « « « « «
4 250 125 12 3 « « « « « «
5 500 250 25 4 1 « « « «
6 1000 500 50 6 2 1 0,0002
7 2000 1000 100 12 4 2 0,0002
8 4000 2000 200 25 6 3 0,0004
9 8000 4000 400 50 12 4 0,0006
10 16 000 8000 800 100 25 5 0,0008
11 31 500 16 000 1600 200 50 10 0,0016
12 63 000 31 500 3150 400 100 20 0,0032
13 Не норм. 63 000 6300 800 200 40 0,0050
14 125 000 12 500 1600 400 80 0,0080
15 Не норм . 25 000 3150 800 160 0,0160
16 50 000 6300 1600 315 0,0320
17 Не норм 12 500 3150 630 0,0630
Таблица 16.1. Классы чистоты жидкостей (ГОСТ 17216—71)
А.М.ИОФФЕ, И.А.МАЗУР
Таблица 16.2. Требования к чистоте рабочих жидкостей при проектировании, изготовлении, испытании и эксплуатации устройств
Наименование устройств Номи
нальное
давление,
МПа Класс чистоты по ГОСТ 17216-71, не грубее
Насосы и гидромоторы шестеренчатые и пластин <2,5 14-го
чатые 2,5-6,3 13-го
> 6,3 12-го
То же, аксиально-поршневые с торцевым распре < 20,0 12-го
делителем >20,0 11-го
« «, аксиально-поршневые с клапанным распре <20,0 14-го
делителем >20,0 13-го
Гидроцилиндры <20,0 13-го
>20,0 12-го
Поворотные гидродвигатели <20,0 12-го
Гидроаппаратура (кроме дросселирующих гидрораспределителей) <32,0 12-го
Дросселирующие гидрораспределители <32,0 11-го
Пневмогидроаккумуляторы:
поршневые <32,0 12-го
мембранные и балонные <32,0 Не регл.
Системы и устройства для гибких автоматизированных производств <32,0 10
мого класса чистоты допустимую норму, %, наличия абразивных частиц (твердостью более 6 ед. по шкале Мооса).
Назначение допустимых уровней загрязненности жидких и газообразных сред, а также соответствующего оборудования, используемого в технологических процессах изготовления систем или устройств, выполняют технологи предприятия, исходя из заданного класса их чистоты.
Таблица 16.3. Классы чистоты жидкостей (по ГОСТ 17216—71)
Классы
чисто
ты Число частиц загрязнений в объеме жидкости
1003:0,5 см-’, <, размером, мкм Масса
загряз
нений,
%,<
>5-10 > 10-25 > 25-50 > 50-100 > 100-200 волокна 8 4000 2000 200 25 6 3 0,0004
9 8000 4000 400 50 12 4 0,0006
10 16000 8000 800 100 25 5 0,0008
И 31500 16000 1600 200 50 10 0,0016
12 63000 31500 3150 400 100 20 0,0032
13 63000 6300 800 200 40 0,0050
14 125000 12500 1600 400 80 0,0080
В целях повышения эксплуатационной надежности и долговечности систем и устройств нормы допустимой загрязненности их элементов и рабочих сред должны постоянно уменьшаться за счет создания более технологичных конструкций вновь создаваемых изделий и совершенствования технического уровня производства в области обеспечения промышленной чистоты при изготовлении этих изделий.
Из табл. 16.2 видно, что каждый элемент гидросистемы требует свою чистоту очистки масла для обеспечения нормальной работы. Поэтому для эффективной защиты элементов гидросистемы фильтры необходимо было бы устанавливать перед тем элементом, который он защищает. Так, в аппаратуре пропорционального управления и в сервоклапанах имеются встроенные индивидуальные фильтры. В большинстве промышленных гидросистем фильтры устанавливают для фильтрации всего потока жидкости — полнопоточные, либо его части — пропорциональные. В большинстве случаев применяют одновременно обе схемы фильтрации: для фильтрации всего потока применяют фильтр, имеющий высокую пористость, а для защиты ответственных агрегатов — фильтры тонкой очистки.
Фильтры устанавливают на разных линиях гидросистемы, что и определяет тип фильтра: всасывающий, сливной, напорный, заливной.
Всасывающие фильтры обеспечивают защиту насосов и частично всей гидросистемы. Они затрудняют работу насосов, поэтому требуют весьма тщательного ухода. Отечественная промышленность выпускает всасывающие фильтры ФВСМ, Г42-ЗМ, С41-2-80Е [23]. Фильтры первых двух типов разнятся только способом монтажа на резервуаре и имеют магнитный уловитель и автоматическое устройство, при помощи которого подается сигнал о засоренном фильтре. Фильтры С41-1-80Е указанных устройств не имеют.
В фильтре ФВСМ (рис. 16.4,1) при работе насоса масло всасывается из бака через отверстие а, корпуса 1, проходит через магнитный уловитель 2, фильтр-элемент 3 и поступает во всасывающую линию гидросистемы б. При засорении фильтра давление в полости б падает, мембрана 7 опускается и тянет за собой шток 6, который освобождает подпружиненный шток 5 с магнитом 9. Перемещаясь, магнит воздействует на герметизированный контакт геркон 8, при помощи которого выдается сигнал в систему сигнализации о засорении фильтра. Одновременно открывается перемещенный клапан 4, и жидкость засасывается насосом минуя фильтрующий элемент.
Фильтры напорных линий защищают от засорения элементы гидросистемы, расположенные непосредственно после них. Конструкция напорного фильтра Ф7М представлена на рис. 16.4, //. Жидкость поступает в фильтр через отверстие г корпуса 13, проходит фильтрующий элемент 14 и выходит в магистраль через отверстие д. Когда фильтр засорен, давление в полости возрастает, срабатывает клапан 11, в котором установлен магнит 10. При помощи магнита срабатывает геркон (на рис. 16.4, //не показан), установленный в пробке 12, и подает сигнал о засорении фильтра. Магнит также перемещает визуальный индикатор, который при нормальной работе окрашивает контрольный глазок в зеленый цвет, а при засорении фильтра — в красный. В крышке также установлен перепускной клапан (не показан), который открывается, и часть жидкости, минуя фильтр, поступает в магистраль.
Выпускаются также напорные щелевые фильтры по ГОСТ 21329— 75 (рис. 16.4, III), имеющие фильтрирующий пакет 16, состоящий из набора основных и промежуточных пластин. Очистка фильтра проводится при повороте промежуточных пластин рукояткой 15..Уловленные частицы сбрасываются в отстойник 17.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image212.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 16.4. Фильтры:
/ — всасывающий фильтр ФВСМ; II — напорный фильтр Ф7М; III — щелевой фильтр по ГОСТ 21329—75; IV — сливной фильтр ФС; V — сетчатый фильтр С42-5; VI — магнитный фильтр ФМ; VII — заливной воздушный фильтр ФЗ (все обозначения см. текст)
Фильтры сливных линий задерживают частицы загрязнений в потоке масла, сливающегося в бак. Они не создают вредного сопротивления во всасывающей линии насоса. Могут работать как самостоятельно в режиме водной фильтрации потока, так и в комбинации с другими фильтрами. Преимущество их — простота обслуживания.
В сливном фильтре ФС (рис. 16.4, ГУ) жидкость поступает через отверстие е, корпуса 21, проходит фильтрирующий элемент 20 и сливается через отверстие ж. Фильтр снабжен такой же индикаторной головкой 18, сигнализирующей о засорении фильтра, как и напорный фильтр типа Ф7М. При засорении фильтра открывается также перепускной клапан 19.
Сетчатые фильтры С42-5 выпускаются в четырех конструктивных исполнениях, определяемых способом установки и присоединения к агрегату и типом фильтроэлемента (рис. 16.4, V).
Магнитные очистители (сепараторы) задерживают магнитные частицы, находящиеся в масле. Основной характеристикой магнитных очистителей является не номинальная тонкость фильтрации, а показатель степени очистки, характеризующий отношение разности масс загрязнений в пробе до и после очистки к массе загрязнений до очистки. В магнитном фильтре ФМ (рис. 16.4, VI) масло подводится в отверстие з корпуса 23, проходит через прорези диска 22 и попадает в щели решетки 24, находящейся в магнитном поле магнита 25. Благодаря действию магнитного поля, решетка задерживает ферромагнитные частицы. Очищенное масло проходит через прорези диска 26 и отводится в гидросистему через отверстие и. Применяются фильтры ФМ-7 и ФМ-8 с двумя фильтрирующими элементами, магнитосетчатые фильтры ФМС, представляющие собой компоновку на одной крышке сетчатого фильтра и магнитного сепаратора.
Чтобы в гидробаки не засасывался загрязненный воздух, внутренние полости их сообщаются с атмосферой через воздушные фильтры с тонкостью фильтрации не менее тонкости основного фильтра гидросистемы. Обычно воздушные фильтры выпускаются совмещенными с заливными фильтрами типа ФЗ (рис. 16.4, VII). При снятой крышке 27масло, заливаемое в гидросистему, проходит из стакана 28 через окна вблизи магнитов 31 и через фильтр 30 поступает во внутреннюю полость гидробака. При закрытой крышке воздух поступает в бак через фильтроэлемент 29.
Елава 17« Насосные и насосно-аккумуляторные станцииНасосные станции на маслеШироко распространен для привода механизмов металлургических агрегатов, выполняющих разные технологические процессы, насосный привод с использованием, в основном, в качестве рабочей жидкости масла. Это насосные станции большой мощности гидропривода загрузочных устройств доменных печей, установок вакууми- рования стали, электропечей, листопрокатных станов и экспандеров.
Кроме того, индивидуальными насосными установками небольшой мощности оснащают гидроприводы машин для транспортировки заготовок и изделий, оборудование участка отделки прокатных цехов. Насосный привод наиболее экономичен и гибок в управлении. Давление рабочей жидкости в гидросистеме с насосным приводом переменное и зависит от сопротивления, преодолеваемого рабочим органом, т.е. работа привода соответствует полезной, производимой механизмом, что обеспечивает высокий к.п.д. (0,7—0,8) при рабочем ходе.
В установках с насосным приводом легко осуществлять автоматический контроль и управление аппаратурой, использовать АСУ.
Насосные установки представляют совокупность одного или нескольких насосных агрегатов и гидробака, конструктивно оформленных в одно целое или расположенных в одном помещении. Насосная установка комплектуется предохранительными, обратными и другими клапанами, манометрами, системами очистки масла, терморегулирования.
Рассмотрим конструкцию насосной станции на конкретном примере. На рис. 17.1 представлена насосная станция клети кварто листопрокатного стана, эксплуатируемая на одном из металлургических комбинатов.
В отдельном помещении под потолком размещен маслобак 3 вместимостью 3000 л, который соединен трубопроводами с приводными насосными агрегатами, станцией фильтрации и подогрева масла и всеми гидропанелями, на которых размещена гидроаппаратура управления. Бак снабжен приборами для контроля и сигнализации уровня 1 и температуры масла 2, уровнемером 9, воздушным фильтром 10. Всасывающий трубопровод бака снабжен запорными кранами 4 с конечными выключателями, которые блокируют включение привода
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image213.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 17.1. Насосная станция на масле (1-10 см. текст)
насосов в случае, если запорный кран не открыт полностью. Насосная установка состоит из семи одинаковых насосов высокого давления 6, каждый насос при помощи упругой муфты соединен с приводным электродвигателем 7 и установлен на отдельной раме.
На напорных магистралях всех насосов установлены предохранительные клапаны для защиты насосов от перегрузки и включения насосов на холостой ход. Напорные магистрали всех насосов подают масло высокого давления в общий магистральный трубопровод станции 8. Насосные установки включаются и выключаются автоматически. Количество включенных насосов зависит от расхода жидкости, который требуется для обеспечения работы гидроприводов в данный момент. Мощность электропривода каждого насоса 30 кВт, давление насоса максимальное 32 МПа, расход максимальный 55 л/мин. Всасывающий трубопровод с бака подключен к каждому насосу, последние при работе всасывают масло и под давлением подают в общий нагнетательный трубопровод к потребителям.
Станция фильтрации 5 служит для предварительной фильтрации масла в баке, а также для нагрева его до требуемой температуры 45— 55 °С. Масло перекачивается при помощи насоса производительностью 128 л/мин при давлении 1,4 МПа и фильтруется три раза за 1 ч. Масляный фильтр двойной переключающийся, фильтрующая способность его 10 мкм. Фильтр снабжен визуальным и электрическим устройствами индикации засорения. Маслонагреватель непрерывного действия имеет три нагревательных элемента мощностью по 3,0 кВт и термостат. По такой же схеме строятся насосные станции большей и меньшей производительности и давления. Разными могут быть только характеристики и конструкции отдельных элементов.
Насосно-аккумуляторная станция на маслеОсновное оборудование насосно-аккумуляторных станций ( НАС) — гидравлический аккумулятор, бак, насосы рабочие и резервные, вспомогательная система для закачки или откачки, фильтрации рабочего объема масла и сепарации его с подогревом. В металлургических цехах используют станции нескольких типов: небольшие индивидуальные типовые, обслуживающие один механизм или машину; мощные НАС с одним или группой аккумуляторов и общим насосным блоком, обслуживающие группу механизмов, агрегатов, а также имеющие индивидуальные аккумуляторы для каждого обслуживаемого механизма.
Рассмотрим конструкцию насосно-аккумуляторной станции (рис. 17.2), обслуживающей участок термической обработки колес колесопрокатного цеха. В этом цехе имеется мощная НАС, работающая на масле. Все агрегаты соединены между собой и с гидроприводами механизмов трубопроводами подачи масла в бак 23, перекачки масла из бака 24, откачки грязи 25, подачи воды к насосу 26, слива масла от механизмов и пилотов 27, 28, подачи масла к механизмам 29, подачи эмульсии высокого давления от НАС к аккумулятору 30. Пять насосов 14, приводимых от электродвигателей 15, подключены к трубопроводу 29 и сообщаются также с баком-отстойником 6. Один из насосов является резервным. Подключение к трубопроводам осуществляется при помощи распределителей 12 с электромагнитным управлением, которые управляют предохранительными клапанами 13. Для подачи масла в бак и фильтрации масла в схеме установлен насос 11. Масло фильтруется с помощью пластинчатого фильтра 9. Для очистки масла от воды и механических примесей предназначен сепаратор 7.
Перед сепарацией масло подогревается в нагревателе 8. Масло сливаемое от механизмов, может быть очищено фильтром 5. Предохранительный клапан 10 позволяет пропустить масло по обводной линии при засорении фильтра. Для откачки грязи из дренажной ямы установлен центробежный насос 3. При заполнении ямы поплавковый датчик 1 включает электромагнитный вентиль 2, и насос заполняется водой до заборного клапана 22. Одновременно подается команда на включение электродвигателя насоса 3. С небольшой выдержкой времени включается электромагнитный вентиль 4 и начинается забор отходов через клапан 22.
Основным элементом НАС является гидравлический аккумулятор, который состоит из гидроцилиндра 34, укрепленного на станине 33. Плунжер 32 гидроцилиндра — пустотелый, соединен с подвижной траверсой 20, к которой могут присоединяться плунжеры двух вспомогательных гидроприводов 16. Внутренняя полость плунжера 32 используется как гидроцилиндр, в который входит плунжер 31 с продольным каналом по всей длине. Плунжер закреплен на станине 21. В полость а подается эмульсия с давлением 25 или 32 МПа. При этом в полости б масло будет находиться под давлением 5,0—5, 5 МПа.
При давлении эмульсии 32 МПа к траверсе подключаются вспомогательные гидроцилиндры. Работа аккумулятора и насосов согласуется при помощи трех датчиков верхнего 17, промежуточного 18 и нижнего 19 уровней соответственно.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image214.png" \* MERGEFORMATINET
При срабатывании датчика 19 подпитывающие насосы переключаются на циркуляцию; при срабатывании датчика 18 включаются насосы, подпитывающие аккумулятор; при срабатывании датчика 17 на подпитку аккумулятора включаются все насосы станции.
В других цехах, где нет НАС высокого давления, работающей на воде или эмульсии, применяют в качестве аккумулятора типовой поршневой аккумулятор или аккумулятор с разделительным мешком, заправленные азотом под высоким давлением.
На рис. 17.3 представлена упрощенная гидравлическая схема насосно-аккумуляторной станции четырехвалковой клети листового стана горячей прокатки. Станция размещена в гидроподвале на отметке -10 м. Станция продольно разделена каналом, в котором уложены трубопроводы. По обеим сторонам канала размещены гидравлические панели, на каждой из которых сосредоточена гидравлическая аппаратура для управления приводом отдельных узлов и механизмов клети. Станция имеет установки для фильтрации и стабилизации температуры масла, расположенные в отдельном помещении.
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image215.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 17.3. Насосно-аккумулмторная станция на масле четырехвалковой клети листового стана (обозначения, 1—34 см. текст)
Маслобак 1 вместимостью 3000 л установлен под потолком НАС и трубопроводами соединен с насосами 2 и всеми агрегатами и панелями насосно-аккумуляторной станции. Насосная установка состоит из семи насосов давлением 32 МПа и расходом до 55 л/мин, приводимых индивидуальными электродвигателями 3. Каждая насосная установка оснащена регулируемым предохранительным клапаном 4.
Все напорные трубопроводы насосных установок подключены к, так называемому, входному блоку 5.
Блок имеет стальной корпус, в котором выполнена система каналов, при помощи которых все входы насосных установок сводятся в одну магистраль, из которой выведены разводки и панели, которые при помощи предохранительных клапанов и гидрораспределителей подают рабочую жидкость с заданным давлением в магистрали, отходящие от блока в гидропанели управления отдельных механизмов. В блоке смонтированы запорные вентили, позволяющие отключить на время ремонта или аварийно любую насосную установку.
Рассмотрим кратко работу некоторых систем управления гидроприводов механизмов клети.
С входного блока жидкость высокого давления по трубопроводу подается к панели прижима. В рабочем цикле для прижима верхних и нижних рабочих валков 30, 33 к опорным 29, 34 масло подается в поршневые полости гидроцилиндров прижима 31, 32 из одного из четырех аккумуляторов 22—25 по выбору оператора.
При этом из аккумулятора 25 может быть подано масло под давлением 31—41 МПа, из аккумулятора 23 под давлением 40—43 МПа, из аккумулятора 22 под давлением 42—45 МПа. Таким образом, подавая в поршневые полости гидроцилиндров жидкость различного давления, оператор регулирует противоизгиб рабочих валков.
Аккумулятор 21 обеспечивает подачу низкого давления в штоко- вые полости гидроцилиндров для поджима уплотнений и герметизации полостей при прокатке. Кроме того, при перевалках, при отключении высокого давления в поршневых полостях гидроцилиндров, штоки их под действием нижнего давления утапливаются. Подключение аккумуляторов к гидроцилиндрам прижима, а также включение и выключение аккумуляторов на подзарядку осуществляются при помощи гидроэлементов, установленных на панели. После прижима рабочих валков к опорным насосы выключаются, а цилиндры прижимаются давлением, поступающим из аккумулятора.
Блок 20 обеспечивает работу гидроцилиндров 28 уравновешивания верхних опорных валков 29. В блоке имеется поршневой аккумулятор 17, который обеспечивает подачу рабочей жидкости высокого давления с большим расходом.
Аккумулятор снабжен измерительным штоком 26, который перемещаясь, замыкает соответствующие датчики системы управления аккумулятором. Баллон соединен с аккумулятором 18, заправленным азотом. Аккумулятор соединен с заправочной панелью 19 азотных баллонов. Баллоны для азота, азотный поршневой аккумулятор, вся арматура для заправки и гидроэлементы управления образуют комплектную аккумуляторную станцию.
К блоку 7 уравновешивания шпинделей присоединена батарея аккумуляторов 8—11 с резиновыми мешками, а напорные трубы соединены в одну подводящую трубу, присоединенную к блоку управления. После подзарядки аккумуляторов насосы отключаются, и давление в цилиндрах уравновешивания шпинделей 6 и 12 поддерживается при помощи аккумуляторов.
Расклинивание нажимных винтов и обратное движение, удерживание гаек в рабочем или промежуточном положении необходимы для демонтажа и монтажа гаек при их ремонте или смене. Это обеспечивается приборами управления панели 13.
Для зажима гаек давление подается от насосов в поршневые полости гидроцилиндров 14, 16, а затем после прижима поддерживается при помощи аккумулятора с метком и полным оснащением. При разжиме гайки при помощи гидрораспределителя аккумулятор отключается, и рабочая жидкость от насосов подается в штоковые полости гидроцилиндров 15, 27.
Выбор того или иного типа насосной установки диктуется многими факторами. Отметим лишь следующее. Применение насосно-аккумуляторного привода значительно повышает к.п.д. гидравлической системы, надежность ее работы, уменьшает мощность устанавливаемых насосов.
Насосно-аккумуляторные станции на воде и эмульсииМногие агрегаты прокатных цехов характеризуются малым временем деформации обрабатываемых заготовок при большой скорости деформации и в то же время значительным временем вспомоги тельных операций.
Так например, время осадки заготовки при максимальном расходе жидкости высокого давления на прессе усилием 100 МН в колесопрокатном цехе составляет 7 с, а время одного полного цикла работы пресса равно 37 с. В этот период для привода пресса используется жидкость с низким давлением. Аналогичное положение имеет место в трубопрокатных цехах на трубопрессовых линиях для производства труб методом прессования, на прессах для предварительной прошивки слитков перед прокаткой на пилигримовых трубопрокатных установках, прессовых линиях для производства различных профилей из стали, титана, меди и др. Практикой установлено, что там, где необходимо большое потребление рабочей жидкости высокого давления в малые промежутки времени, насосно-аккумуляторный привод наиболее целесообразен, а иногда и единственно возможен (с экономической точки зрения). По указанным выше соображениям насосно-аккумуляторный привод широко применяют в металлургии
В с овременных цехах строятся мощные насосно-аккумуляторные станции, которые питают централизованно жидкостью высокого давления всех потребителей цеха, при этом эксплуатационные расходы минимальны.
Рассмотрим кратко конструкцию и принцип действия типовой насосно-аккумуляторной станции (рис. 17.4), применяемой в металлургических цехах, в которой в качестве рабочей жидкости применяется эмульсия или вода.
В исходном положении гидравлический аккумулятор 1 наполнен жидкостью до определенного уровня 3. Давление в нем создается при помощи сжатого воздуха баллонов 32, куда воздух поступает от компрессора 31 высокого давления. Когда потребитель не работает, то насосы 10, 12, 16, питающие аккумулятор, работают вхолостую. При этом гидрораспределители 11, 14, 17 сообщают поршневые полости клапанов 9, 13, 15 со сливной магистралью, а жидкость подается насосами из бака 19 и через клапан поступает в штоковые полости клапанов 9, 13, 15, где приподнимает клапаны и сбрасывается на слив.
Катушка соленоида 6 гидрораспределителя 7 включена, и последний подает жидкость в поршневую полость клапана 8. При этом клапан открыт и сообщает гидроаккумулятор с потребителем и напорной магист ралью, идущей от насосов к потребителю.
Пр и включении в работу потребителя жидкость из баллона / подается по магистрали к потребителю, уровень жидкости в баллоне на-
INCLUDEPICTURE "C:\\Users\\946A~1\\AppData\\Local\\Temp\\FineReader11\\media\\image216.png" \* MERGEFORMATINET
Рис. 17.4. Насосно-аккумуляторная станция на воде и эмульсии (1—33 см. текст)
чииает понижаться. Когда уровень жидкости достигает заданного нижнего положения 4, датчики контрольного устройства посылают сигнал в систему управления, включаются соленоиды распределителей 11, 14, 17. При этом сливная магистраль будет перекрыта, а жидкость от насосов поступит в поршневые полости клапанов, и клапаны закроют сливные магистрали. После этого жидкость от насосов начнет поступать к потребителю и на