CC BY
1
The procedure for calculating the friction contact temperature mode at friction of samples under hydrostatic pressure conditions is presented. It has been shown that the temperature regime is largely determined by the average temperature of the friction surface, which is affected by the amount of hydrostatic pressure.
Key words: temperature regime, hydrostatic pressure, tribsystem, friction, working fluid.
Karnaukhov Ilya Vladimirovich, postgraduate, ilyak91 @yandex.ru, Russia, Krasnoyarsk, Siberian Federal
University,
Lunev Alexander Sergeevich, candidate of technical sciences, doctoral, Ermalay@yandex. ru, Russia, Krasnoyarsk, Siberian Federal University,
Sorokin Evgeny Alexandrovich, candidate of technical sciences, docent, [email protected], Russia, Krasnoyarsk, Siberian Federal University,
Nikitin Alexander Anatolyevich, candidate of technical sciences, docent, anikitin@sfu-kras. ru, Russia, Krasnoyarsk, Siberian Federal University,
Andreichikov Ivan Viktorovich, postgraduate, andreichikov. ivan@yandex. ru, Russia, Krasnoyarsk, Siberian Federal University
УДК 621.225.2
DOI: 10.24412/2071-6168-2024-2-507-508
ВЛИЯНИЕ НЕСТАЦИОНАРНЫХ ПРОЦЕССОВ В ОБЪЁМНЫХ НАСОСАХ НА ВЕЛИЧИНУ
ГИДРАВЛИЧЕСКОГО УДАРА
А.С. Лунев, И.В. Карнаухов, Е.А. Сорокин, В.А. Ионова, А.С. Каверзина
В статье рассматривается решение задачи об определении величины максимального повышения давления в рабочей камере аксиально-поршневого насоса в случае возникновения гидравлического удара в процессе регулирования при адаптации к быстропеременной или случайной нагрузке с учетом величины газосодержания рабочей жидкости.
Ключевые слова: аксиально-поршневой насос, гидравлический удар, рабочая жидкость, трубопровод, газосодержание.
При оценке конкурентоспособности гидроприводов учитывают показатели качества и, прежде всего, надежность и экономичность.
Одним из способов сокращения энергетических потерь в насосных установках является применение регулируемых насосов с обратной связью по давлению, обеспечивающих пропорциональное нагрузке давление на выходе насоса и, подачу, соответствующую потребляемому гидросистемой расходу рабочей жидкости. Это позволяет существенно снизить потребляемую мощность при быстропеременных и особенно, случайных нагрузках в гидродвигателя.
Основным недостатком гидроприводов машинного регулирования является высокая стоимость изготовления регулируемых насосов, но наметившиеся пути улучшения качества изготовления и контроля наиболее ответственных узлов, регулируемых гидромашин за счет автоматизации технологических процессов c использованием ЧПУ позволяют надеяться на решение этой проблемы [1].
Другой не менее важной проблемой, ограничивающей возможности расширения области применения гидроприводов машинного регулирования, является его повышенная чувствительность к явлениям гидравлического удара, возникающим при резком изменении расхода рабочей жидкости в гидросистеме в процессе адаптаций к нагрузке. Нестационарные процессы сопровождаются значительными колебаниями давления в гидросистеме.
Изучением нестационарных процессов в гидросистемах занимались многие исследователи. Результаты теоретических и экспериментальных исследований нестационарного течения жидкости в трубопроводах нашли достаточно полное отражение в работах отечественных и зарубежных авторов.
Результаты исследований гидравлического удара в объемных гидромашинах наиболее полно отражены в работах Т. М. Башты. Указаны причины возникновения гидравлического удара в гидролиниях, насосах и гидроцилиндрах, рассмотрен характер процесса, указаны факторы, влияющие на частоту и амплитуду колебаний давления, приведены результаты экспериментальных исследований [2].
Характер протекания нестационарных процессов в отдельных участках гидролиний зависит от граничных условий.
В системах, адаптируемых к нагрузке, граничные условия в напорной линии на выходе из насоса зависят от параметров потока, изменяющихся в процессе регулирования. Особый интерес вызывают экстремальные режимы работы насоса, связанные с возникновением кавитации и сопровождающиеся колебаниями давления, вызванными обратным потоком жидкости из напорной линии в насос.
Этот вопрос представляется тем более важным, что колебания давления распространяются через жидкость в напорную магистраль гидросистемы и все ее отводы, возбуждая в них волновые процессы, а также вибрации механических элементов системы. Размах колебаний и соответственно уровень вибраций зависит от мгновенной мощности обратного потока жидкости при выравнивании давления в рабочих камерах насоса и напорной линии.
507
В технической литературе отсутствуют рекомендации для теоретического определения величины повышения давления в результате возникновения гидравлического удара в объемном насосе.
В данной работе намечен подход к решению задачи об определении величины максимального повышения давления в рабочей камере аксиально-поршневого насоса в случае возникновения гидравлического удара в процессе регулирования при адаптации к быстропеременной или случайной нагрузке с учетом величины газосодержания рабочей жидкости.
Одной из наиболее частых причин возникновения гидравлического удара объемных насосах является неполное заполнение его рабочих камер жидкостью.
Причин неполного заполнения камер цилиндрового блока может быть несколько, в том числе кавитация в насосе, приводящая к отрыву столба жидкости от рабочей поверхности поршня, а также снижение давления во всасывающей линии до значения, при котором происходит интенсивное выделение из рабочей жидкости растворенного в ней воздуха, что приводит к образованию двухфазного газожидкостного потока с большим содержанием газовой фазы [3,4].
Физические и термодинамические свойства газожидкостной смеси существенно отличаются от свойств гомогенной жидкости, поэтому при расчете величины повышения давления необходимо уточнение параметров, входящих в уравнения гидравлического удара, таких, как плотность смеси и скорость распространения малых упругих возмущений в двухфазной среде.
В том случае, когда частично заполненная жидкостью рабочая камера соединяется с напорной линией гидросистемы, может возникнуть обратное течение жидкости из напорной линии в цилиндровый блок насоса.
Для определения величины повышения давления при прямом гидравлическом ударе в трубопроводах пользуются формуле (1) Н.Е. Жуковского:
AP = p-a -V, (1)
где p - плотность рабочей жидкости; a - скорость распространения звука в рабочей жидкости; V - скорость потока. С учетом физических особенностей процесса необходимо уточнение входящих в эту зависимость величий.
При этом потребуется решить две самостоятельные задачи: о выборе физической модели рабочей жидкости, заполняющей рабочую камеру насоса, и об определении скорости обратного потока жидкости из напорной линии в рабочие камеры цилиндрового блока [5,6].
При выборе физической модели жидкости, заполняющей рабочие камеры насоса, необходимо рассмотреть условия входа рабочей жидкости в насос, изменяющиеся в процессе регулирования.
В процессе адаптации насоса к изменяющейся нагрузке характер движения жидкости во всасывающем трубопроводе будет неустановившимся. Увеличение инерционного напора во всасывающей линии при увеличении подачи насоса приводит к снижению давления на входе в насос. Малое давление на входе в насос и наличие в жидкости растворенного и нерастворенного воздуха могут оказаться причиной неполного заполнения жидкостью рабочих камер насоса.
Влияние свободного и растворенного газа на начало кавитации проявляется по-разному.
Влияние содержания нерастворенного воздуха на кавитацию изучалось рядом экспериментаторов, которые искали связь между общим содержанием воздуха в жидкости и началом кавитации. Хотя результаты исследований не согласуются количественно и имеют большой разброс в каждой отдельно взятой совокупности данных, была обнаружена общая тенденция, заключающаяся в том, что с увеличением содержания нерастворенного воздуха, давление, при котором начинается кавитация, увеличивается.
Кроме того, пузырьки свободного газа играют роль ядер кавитации. Если ядра имеют подходящую форму и размеры, то могут образоваться пузырьки, имеющие радиус больше критического, и потому способные к дальнейшему расширению за счет диффузии в них растворенного газа.
Влияние присутствия в жидкости относительно большого количества растворенного воздуха на начало кавитации пока мало изучено. В отсутствие ядер кавитации влияние было бы, вероятно, очень слабым. Но при достаточном числе ядер содержание нерастворенного газа влияет на скорость их роста.
Необходимым условием роста ядер кавитации является уменьшение абсолютного давления в потоке ниже начального давления насыщения жидкости газом. При незначительном снижении давления процесс выделения растворенного газа н жидкости будет протекать достаточно медленно [7,8].
Согласно закону Генри содержание газа, растворенного в рабочей жидкости пропорционально давлению по формуле (2):
Vr = kVx Рг, (2)
Р1
где Vг - объем растворенного газа, отнесенный к нормальному атмосферному давлению и нулевой температуре;
V: - объем жидкости, pг и p - начальное и конечное давление газа, находящегося в контакте с жидкостью; k -
коэффициент растворимости газа в жидкости, зависящий от рода жидкости и газа. Коэффициент растворимости воздуха при Т = 293 К для минеральных масел k = 0,08.
При возникновении нестационарного процесса время, в течение которого происходит выделение газа много меньше времени, необходимого для установления равновесия, поэтому объем газа, выделившийся из жидкости при прохождении потоком зоны незначительного понижения давления, по-видимому, нельзя вычислить, используя закон Генри.
С другой стороны, эксперименты показывают, что быстрое понижение давления ниже первоначального приводит к выделению малого объема газа только до тех пор, пока давление не уменьшится до некоторой критической величины, после чего начинается быстрое выделение газа. Это давление больше давления насыщенных паров при данных условиях, и некоторые последователи называют его давлением "освобождающим газ". При таких условиях большая часть растворенного газа выделится из жидкости. турбулентность, возможно, тоже способствует выделению газа, но этот вопрос не изучен.
Итак, явление кавитации в целом следует рассматривать как взаимодействие двух форм кавитации: паровой и газовой. Начала газовой и паровой кавитации не зависят одно от другого.
Критическое, с точки зрения возникновения кавитации, давление определяется физическими свойствами жидкости и в зависимости от ее состояния может изменяться в достаточно широких пределах.
Увеличение общего содержания воздуха в рабочей жидкости приводит к увеличению давления, соответствующего началу кавитации.
Как показали экспериментальные исследования, в зависимости от величины вакуума на входе в насос и от величины газосодержания физическая модель рабочей жидкости различна. Это может быть поток, содержащий пузырьки, невидимые глазом, поток с видимыми пузырьками или превращение масла в пену. Пеной называют двухфазную систему, состоящую из пузырьков газа, разделенных тонкими слоями жидкости.
Точное математическое описание газожидкостного потока не представляется возможным, поэтому целесообразно выбрать определенную модель, характеризующую исследуемый процесс.
Если давление на входе в насос значительно превышает давление насыщенных паров, то в насос поступает однородная рабочая жидкость с относительно малым содержанием свободного воздуха.
Если давление на входе в насос снижается до давления насыщенных паров, и парообразованием охвачена большая часть сечения потока, то поток оторвется от поршня и при дальнейшем ходе поршня будет всасываться не капельная жидкость, а ее пары. Таким образом, насос прекратит свое всасывающее действие, а его рабочие полости окажутся заполненными парами рабочей жидкости.
Если давление на входе в насос больше давления парообразования, но меньше давления, соответствующего интенсивному выделению из рабочей жидкости растворенного воздуха, то за основу целесообразно принять модель гомогенного газожидкостного потока, физические свойства которого зависят от содержания свободного газа. В этом случае плотность газожидкостной смеси зависит от величины объемного газосодержания и может быть определена по соотношению по формуле (3):
Рсм =Рг Р + Рж (1 - Р), (3)
где р - объемное расходное газосодержание по формуле (4);
<Г , (4)
в =
Яж + <2 г
где вг и вж - объемный расход газа и жидкости.
Скорость звука в двухфазной среде как скорость распространения слабого упругого возмущения в общем случае зависит от физических свойств фаз смеси, их концентрации и теплообмена между фазами. Газожидкостная смесь, состоящая из почти несжимаемой жидкости с относительно большой плотностью и сжимаемого газа, имеет повышенную сжимаемость. Объясняется это тем, что с уменьшением газосодержания коэффициент сжимаемости смеси снижается медленнее, чем растет плотность. Это приводит к тому, что скорость звука в газожидкостной смеси существенно ниже, чем в однофазном газовом потоке [9].
Для политропного процесса скорость звука в газожидкостной смеси можно определить по формуле
(5): _
асм = , (5)
сМ ЧРсмР
где т - показатель политропы по формуле (6).
т = (1 - х)суж + ХСРГ , (6)
(1 — х) суж + ХСуг
где Х -массовое газосодержащие смеси, равное отношению массового расхода газа к массовому расходу смеси;
с - удельная теплоемкость жидкости при постоянном объеме; с и с - удельная теплоемкость газа соответ-УЖ РГ VI
ственно при постоянном давлении и постоянном объеме.
В тех случаях, когда камеры насоса заполнены парами рабочей жидкости или двухфазной смесь с большим содержанием газовой фазы, при обратном ходе поршня и соединении рабочей камеры насоса с напорной линией вследствие сжимаемости среды возможно возникновение обратного потока жидкости и сопутствующего этому явлению гидравлического удара.
Величина повышения давления при гидроударе зависит от физических свойств рабочей жидкости, скорости распространения упругих возмущении и скорости обратного потока.
Для определения скорости обратного потока авторы предлагают воспользоваться эквивалентной замещающей схемой и рассматривать движение жидкости из напорной линии в рабочую камеру насоса как течение через проточную камеру с одним входом и несколькими выходами, в зависимости от числа рабочих камер цилиндрового блока, соединенных одновременно с нагнетательной камерой распределительного диска.
В соответствии с выбранной моделью предполагаем, что при завершении процесса всасывания рабочие камеры цилиндрового блока заполнены газожидкостной смесью.
На схеме условно показаны три рабочих камеры аксиально-поршневого насоса, одновременно соединенных через камеру нагнетания распределительного диска с напорной линией гидросистемы. Давление в линии нагнетания обозначим рн в распределительной камере рк , в цилиндрах рц .
Короткие каналы, соединяющие напорную камеру распределительного диска о линией нагнетания и рабочими полостями цилиндрового блока насоса, на схеме представлены в виде постоянных дросселей с эффективной
площадью проходных сечений Л , Л „ Л „ соответственно.
■'дрн-'др V •'др 2'-/ др 3
01
02
Он
аз
.ООО "ООО
ООО
оо оо
Эквивалентная замещающая схема
При движении поршня влево в начале процесса нагнетания давление под поршнем будет нарастать постепенно вследствие сжимаемости газожидкостной смеси. В любой момент времени при определенном положении поршня в соответствии с законом изменения регулируемого параметра величина давления в рабочих цилиндрах насоса может быть определена по уравнению состояния для соответствующего термодинамического процесса.
Если к моменту соединения рабочей полости насоса с распределительной камерой давление под поршнем не достигнет величины давления в линии нагнетания, то в момент соединения произойдет выравнивание давлении и, вследствие сжимаемости газожидкостной смеси, начнется движение жидкости из напорной линии через распределительную камеру в рабочую камеру насоса навстречу движущемуся поршню [10].
Скорость обратного потока можно определить по формуле (7), воспользовавшись уравнением неразрывности потока в междроссельной камере, из которого следует:
^ н /дрн
2(Рн - Рк ) Р
_ п , /2(Рк - Рщ )
р
(7)
где цн - коэффициенты расхода через постоянные дроссели с площадью проходного сечения , у соответственно; р - плотность рабочей жидкости в напорной линии.
Из этого соотношения вычисляют давление в междроссельной камере рк , а затем находят расход Q и
скорость обратного потока в рабочей камере насоса.
Зная скорость обратного потока, плотность газожидкостной смеси и скорость распространения малых упругих возмущений в ней, использую зависимость, определяют величину повышения давления, вызванного внезапной остановкой обратного потока при встрече с движущимся навстречу ему поршнем.
Одновременно с возникновением обратного течения давление в напорном трубопроводе у насоса уменьшится на величину по формуле (8):
Ар _ раУ
обр
(8)
где р - плотность рабочей жидкости в напорном трубопроводе; а - скорость звука в рабочей жидкости, у - ско-
обр
рость обратного потока.
Созданное понижение давления начнет распространяться от насоса по напорному трубопроводу. Вслед за волной понижения давления через небольшой промежуток времени в том же направлении пойдет волна повышения давления, отразившаяся от поршня насоса.
Частота вынужденных колебании давления, создаваемых насосом, зависит от частоты вращения насоса и числа цилиндров аксиально-поршневого насоса.
Заключение. Предложенная схема определения граничных условии при расчете колебательного процесса соответствует наиболее простому случаю прямого гидравлического удара в потоке гомогенной жидкости, имеющей постоянную плотность. В действительности происходит более сложный процесс. Часть пространства в рабочей камере насоса при завершении процесса нагнетания оказывается заполненной сжатым воздухом, который может вытисниться в напорный трубопровод и далее в гидросистему. Учет влияния свободного воздуха на характеристики колебательного процесса в гидросистеме представляет предмет дальнейших исследовании.
Список литературы
1. Волков Г.Ю. Проблемы численного моделирования конденсационного гидроудара двухжидкостными кодами и возможный механизм падения давления перед гидроударом / Г. Ю. Волков, В. И. Мелихов, О. И. Мелихов // Волны и вихри в сложных средах: Сборник материалов 12-ой международной конференции - школы молодых ученых, Москва, 01-03 декабря 2021 года. Москва: ООО «ИСПО-принт», 2021. С. 60-63. ЕБЫ
2. Башта Т.М., Руднев, Некрасов Объёмные насосы и гидравлические двигатели. М.: Машиностроение, 1974. 605 с.
3. Турнеев В.Р. Гидроудар и кавитация как составляющие комплексной очистки балластных вод / В. Р. Турнеев, Е. В. Богатырева // Вестник Керченского государственного морского технологического университета. 2023. № 1. С. 82-88. БОГ 10.26296/2619-0605.2023.1.1.007. ЕБЫ Ш^БЕ.
4. Экспериментальное исследование конденсационных гидроударов на стенде АО"ЭНИЦ" / И. В. Елкин, С. М. Никонов, В. И. Мелихов [и др.] // Трубопроводная арматура и оборудование. 2019. № 1(100). С. 44-45. ЕБ№
ивгьхд.
5. Валиев Т.З. Исследование влияния явления гидроудара на центробежный насос методами вычислительной гидродинамики // Студенческая научная весна, ООО "Издательский дом "Научная библиотека", 2018. С. 133-134. ЕБЫ УЕХГТО.
6. Прибатурин Н.А. Формирование и развитие конденсационных гидроударов в трубопроводах / Н. А. Прибатурин, С. И. Лежнин // Безопасность, эффективность, ресурс. Национальный исследовательский центр «Курчатовский институт»; Ядерное общество России. - Севастополь: Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего образования "Севастопольский государственный университет", 2018. - С. 65-67. - EDN MLEMZF.
7. Соложенко Т.В. Защита запорного устройства гидропривода от гидроудара // Смотр-конкурс научных, конструкторских и технологических работ студентов Волгоградского государственного технического университета: Тезисы докладов. В 2-х частях, Волгоград, 16-19 мая 2017 года / Редколлегия: А.В. Навроцкий (отв. ред.) [и др.]. Том Часть 1. Волгоград: Волгоградский государственный технический университет, 2017. С. 150. EDN: ZALFTJ.
8. Патент на полезную модель № 67675 U1 Российская Федерация, МПК F16L 55/05. демпфер гидравлического удара: № 2007120335/22: заявл. 30.05.2007: опубл. 27.10.2007 / А. С. Лунев, А. А. Никитин, А. А. Михайлов; заявитель Федеральное государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Сибирский федеральный университет (СФУ). EDN SPPLDH.
9. Comparative analysis of the dependence of the bulk elastic modulus of the liquid on pressure and gas factor / A. S. Lunev, A. A. Nikitin, Y. F. Kaizer [et al.] // Journal of Physics: Conference Series, Polytechnical Institute of Siberian Federal University. Vol. 1399. Krasnoyarsk: Institute of Physics and IOP Publishing Limited, 2019. P. 55083. DOI 10.1088/1742-6596/1399/5/055083. EDN MYULEM.
10. Лунев А.С. Метод контроля параметров гидравлического привода при наличии нерастворенной газовой фазы в рабочей жидкости: специальность 05.11.13 «Приборы и методы контроля природной среды, веществ, материалов и изделий»: автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук / Лунев Александр Сергеевич. Красноярск, 2022. 20 с. EDN QNQWPQ.
Лунев Александр Сергеевич, канд. техн. наук, докторант, [email protected], Россия, Красноярск, Сибирский федеральный университет,
Карнаухов Илья Владимирович, аспирант, ilyak91@yandex. ru, Россия, Красноярск, Сибирский федеральный университет,
Сорокин Евгений Александрович, канд. техн. наук, доцент, [email protected], Россия, Красноярск, Сибирский федеральный университет,
Ионова Вера Анатольевна, аспирант, [email protected], Россия, Красноярск, Сибирский федеральный университет,
Каверзина Анна Сергеевна, канд. техн. наук, доцент, kas [email protected], Россия, Красноярск, Сибирский федеральный университет
IMPACT OF TRANSIENT PROCESSES IN VOLUMETRIC PUMPS ON HYDRAULIC IMPACT A.S. Lunev, I. V. Karnaukhov, E.A. Sorokin, V.A. Ionova, A.S. Kaverzina
The article discusses the solution of the problem of determining the maximum increase in pressure in the working chamber of the axial-piston pump in the event of a hydraulic shock during regulation when adapting to a quick or random load, taking into account the value of the gas content of the working fluid.
Key words: axial piston pump, hydraulic shock, working fluid, pipeline, gas content.
Lunev Alexander Sergeevich, candidate of technical sciences, doctoral, Ermalay@yandex. ru, Russia, Krasnoyarsk, Siberian Federal University,
Karnaukhov Ilya Vladimirovich, postgraduate, ilyak91 @yandex.ru, Russia, Krasnoyarsk, Siberian Federal
University,
Sorokin Evgeny Alexandrovich, candidate of technical sciences, docent, [email protected], Russia, Krasnoyarsk, Siberian Federal University,
Ionova Vera Anatolyevna, postgraduate, vera-pavlinich@yandex. ru, Russia, Krasnoyarsk, Siberian Federal
University,
Kaverzina Anna Sergeevna, candidate of technical sciences, docent, kas_05@mail. ru, Russia, Krasnoyarsk, Siberian Federal University
