Компрессия - жидкость
Cтраница 2
Благодаря концентричности межоконных участков кривых статора относительно центра вращения ротора практически устраняется компрессия жидкости при проходе этих участков пластинами 3, а также уменьшается пульсация потока, которая в этом случае определяется лишь несимметричностью расходов жидкости пластинами при перемещении их в прорезях ротора, а также сжимаемостью жидкости и деформацией корпуса насоса. Кроме того, благодаря концентричности межоконных участков статора, пластины в периоды, когда они находятся под боковой односторонней гидравлической нагрузкой, не перемещаются в пазах, вследствие чего уменьшается их износ. [16]
Большая величина перекрытия камер уплотняющими выступами недопустима, потому что в результате возникающей при изменении объема между лопастями компрессии жидкости перегружаются детали насоса и последний работает напряженно. [17]
При известных условиях часть жидкости может запираться ( защемляться) во впадинах между зубьями, в результате чего в запертых впадинах может возникнуть высокая компрессия жидкости, которая вызовет дополнительную нагрузку подшипников и приведет к нагреванию жидкости и к усталостным разрушениям вала и подшипников. [18]
Иначе говоря, выравнивание давления этом случае осуществляют путем создания в цилиндрах насоса в начале нагнетательного хода поршня ( до соединения цилиндра с нагнетательным окном) некоторой компрессии жидкости достигаемой соответствующим выбором углов перекрытия ф и фа. [19]
 |
Гидросистема синхронизации при помощи трех гидромоторов. а - подключение гидромоторов к поршневым полостям цилиндров. б - подключение гидромоторов к штоковым полостям цилиндров. [20] |
Иная картина получается в системах, изображенных на рис. 77, а и б, где гидромоторы подключены к цилиндрам двустороннего силового действия и их нужно предохранять от компрессии жидкости. В системе, схема которой показана на рис. 77, а, при подъеме грузов жидкость в поршневых полостях цилиндров находится под разными давлениями, поэтому степень сжатия, а также утечки в контур ах каждого цилиндра различны. [21]
 |
Расчетные схемы распределительной цапфы. [22] |
Расположение и размеры перевальных перемычек должны быть такими, чтобы при переходе через них окон питания цилиндров они надежно отсекались от распределительных окон а и & цапфы, а также обеспечивалось надежное заполнение цилиндров жидкостью при проходе ими зоны всасывания и устранялась компрессия жидкости в цилиндрах при проходе, зоны нагнетания. [23]
Найденные значения мощности и момента будут отличаться от действительных вследствие того, что имеют место механические потери от трения жидкости, протекающей через зазоры между торцовыми поверхностями шестерен и корпуса, а также между поверхностями головок зубьев и корпусом ( радиальные зазоры) потери на трение в зацеплении и в подшипниках, наконец, потери, связанные с компрессией жидкости. [24]
Рассматриваемый насос состоит из корпуса 9 ( фиг. Благодаря указанной концентричности участков кривых статора относи-тельно центра вращения ротора устраняется компрессия жидкости при проходе этих участков лопастями 3 и устраняются пульсации ее потока. Кроме того, в периоды, когда лопасти находятся под односторонней гидравлической нагрузкой, они не перемещаются в своих пазах, что уменьшает их износ. [25]
В процессе работы действительные торцовые зазоры являются переменными. Изменения величины зазоров вызываются биением торцов шестерен, пульсацией давления в нагнетательном трубопроводе, отклонениями от плоскостности сопряженных торцов роторов и уплотняющих деталей, неровностями на торцовых поверхностях деталей, компрессией жидкости во впадинах зубьев и упругой деформацией поверхностей скольжения в зоне контактирования. Поэтому расчетная зависимость для потерь через торцовые зазоры должна включать их величины в качестве переменных функций. [26]
Снижение давления в камере а достигается соединением ее дренажными каналами b с камерой всасывания с. Дренажные канавки d служат для предупреждения компрессии жидкости во впадинах при переходе зубьев через линию центров. [27]
При этом учитываются также вероятность эксцентричной посадки шестерен на валах, неточное прилегание профилей зубьев, деформации, возникающие под нагрузкой и тепловое расширение. Изготовление зубчатых пар роторов с боковым зазором в зацеплении значительно облегчает технологию производства и сборки шестеренных насосов. При зацеплении роторов с боковым зазором снижается компрессия жидкости в отсеченном междузубовом пространстве и улучшаются условия заполнения междузубовых впадин в зоне всасывания. На основании этого отдельные авторы [29], [12] рекомендуют принимать для роторов шестеренных насосов величину бокового зазора, которая превышает требование обычной зубчатой передачи. [28]
Единой методики выбора величины площади поджатия и определения усилия прижима до настоящего времени не создано. Это объясняется сложностью гидродинамической задачи, при решении которой устанавливаются закономерности распределения давления в торцовом зазоре работающего насоса. Затруднения возникают из-за того, что необходимо учитывать непостоянство величины торцового зазора, вызываемое многочисленными причинами: биением торцов роторов; различием диаметров тел качения подшипников ( в случае применения подшипников качения); пульсацией давления в нагнетательной магистрали; компрессией жидкости в междузубо-вых впадинах; неровностями на поверхности торцов роторов и уплотняющих деталей; неплоскостностью соприкасающихся поверхностей роторов и уплотняющих деталей; упругой деформацией поверхностей скольжения зубьев в зонах контактирования; действием неуравновешенных масс привода. [29]
Вследствие того, что между профилями сопряженных зубьев имеется зазор, а зубья прижимаются друг к другу по линии, совпадающей с точкой к. Во избежание излишнего перенапряжения деталей толщину зуба по начальной окружности делают меньше ширины впадины. Компрессия жидкости в этом случае будет значительно уменьшаться. [30]
Страницы: 1 2 3