Содержание к диссертации
Введение
1. Современное состояние вопроса
1.1 Влияние климатических условий на работоспособность объемно го гидропривода 7
1.2. Классификация способов повышения всасывающей способности насосов 18
1.3. Кавитационная характеристика и коэффициент полезного действия насосов 29
1.4. Влияние КПД насосов на технико-экономические показатели гидрофицированных самоходных машин 41
2. Методика экспериментальных исследований
2.1. Цель и задачи исследования 52
2.2. Объект исследования 53
2.3. Лабораторные исследования 59
2.4. Заводские и эксплуатационные испытания 60
2.5. Методы контроля параметров 65
3. Математическая модель всасывающего трубопровода трелевочной бесчокерной машины ЛП-18К
3.1. Разработка математической модели всасывающего трубопровода
3.2. Математическая модель для расчета вязкости моторного масла в зависимости от температуры 78
4. Теоретические и экспериментальные исследования давления жидкости во всасывающем трубопроводе
4.1. Влияние неравномерности подачи насосов на колебания давления во всасывающем трубопроводе 84
4.2. Потери давления в гидролиниях в зависимости от вязкости рабочей жидкости 93
4.3. Влияние вязкости рабочей жидкости и конструктивных особенностей всасывающего трубопровода на давление во входной камере насоса 98
4.4. Блок-схема алгоритма расчета давления во всасывающем трубопроводе 111
Основные выводы 118
Список использованной литературы
- Классификация способов повышения всасывающей способности насосов
- Влияние КПД насосов на технико-экономические показатели гидрофицированных самоходных машин
- Заводские и эксплуатационные испытания
- Потери давления в гидролиниях в зависимости от вязкости рабочей жидкости
Введение к работе
Актуальность работы. Объемный гидравлический привод получил самое широкое применение на самоходных машинах (строительно-дорожных, подъемно-транспортных, лесозаготовительных, сельскохозяйственных, коммунальных, транспортных) и других аналогичных машинах различного технологического назначения. Опыт эксплуатации гидрофицированных машин в холодных климатических условиях показывает, что работоспособность гидропривода не удовлетворяет предъявленным к нему требованиям. Особенно отрицательно влияют на его работоспособность низкие температуры окружающей среды. Период пуска машины в работу в холодное время сопровождается минимальной производительностью, разрушением гидрооборудования, повышенным шумом и вибрацией металлоконструкций. Повысить работоспособность гидравлического привода можно за счет многих конструктивных и эксплутационных факторов. Но наиболее кардинально это можно сделать за счет улучшения условий и режима работы насосов, так как из всего гидрооборудования насосы оказывают на работоспособность гидропривода наибольшее влияние. Улучшая всасывающую способность насосов можно без больших конструктивных изменений машины повысить работоспособность гидравлического привода.
Цель работы. Повышение работоспособности объемного гидравлического привода самоходных машин, эксплуатируемых в условиях низких температур улучшением всасывающей способности насосов.
Задачи исследования.
1. Разработка классификации способов улучшения всасывающей спо
собности насосов.
Разработка и реализация математически м^ттр^и иг.агьтвацмнргп трубо-
| РОС НАЦИОНАЛЬНАЯ і провода для исследования давления вр всасвдвдцдовдкре rJ
2. Анализ и обобщение результатов экспериментальных исследований в
эксплутационных и лабораторных условиях.
іаюшего : Hffcoca.
4
4 Анализ влияния эксплуатационных факторов и конструктивных пара-
метров на всасывающую способность насосов
5. Разработка методики расчета давления во всасывающей камере насосов.
Научная новизна. Разработана классификация способов улучшения всасывающей способности насосов, с помощью которой показано, что кардинально решить проблему повышения работоспособности гидравлического привода можно использованием всех или нескольких способов одновременно. Разработана математическая модель всасывающего трубопровода, реализация которой позволила определить давление жидкости во всасывающей камере насосов в зависимости от эксплуатационных факторов и конструктивных параметров гидравлического привода. Получена формула для расчета вязкости минерального масла в зависимости от температуры.
Практическая ценность. Разработана методика расчета всасывающей способности насосов в зависимости от различных эксплутационных факторов с учетом изменения конструктивных параметров всасывающего трубопровода. Получены экспериментальные данные влияния различных факторов на всасывающую способность насосов, которые могут быть учтены при проектировании новых и модернизации существующих гидравлических приводов самоходных машин.
Апробация работы. Результаты диссертационной работы поэтапно и в целом рассматривались на научно-технических конференциях КГТУ, на НТС СибНИИ-стройдормаша, на техсовете ОАО Красноярский завод лесного мапшностроения, на заседаниях кафедры Гидропривода и гидропневмоавтоматики КГТУ 1998-2003
Г.Г.
Публикация результатов исследований. По результатам исследований опубликованы одиннадцать научных работ, одно учебное пособие, подана заявка на патент.
Реализация результатов исследований. Научно-технические разработки приняты к внедрению отделом главного конструктора ОАО " Краслесмаш", переданы для использования в Сибирский научноисследовательский институт лесной промышленности и СибНИИстройдормаш. Кроме того, материалы диссертации ис-
5 пользуются в учебном процессе при выполнении курсовых работ, дипломных и
курсовых проектов, а также в лекциях по объемному гидроприводу самоходных машин.
Объем работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, основных выводов и списка литературы, который включает 101 наименование, в том числе 10 работ зарубежных авторов. Диссертация содержит 130 страниц машинописного текста, 37 рисунков. Диссертация выполнена применительно к гидроприводу трелевочных бесчокер-ных машин, серийно выпускаемых ОАО " Краслесмаш ". Результаты исследований в полной мере могут быть распространены на другие самоходные машины с объемным гидравлическим приводом.
Классификация способов повышения всасывающей способности насосов
Самоходные гидрофицированные машины эксплуатируются в различных климатических условиях, которые оказывают кардинальное влияние на работоспособность гидропривода. Климатические условия характеризуются температурой окружающей среды, скоростью ветра, влажностью воздуха, глубиной снежного покрова, продолжительностью светового дня, солнечной радиацией, состоянием дорог, прочностью разрабатываемого грунта, высотой над уровнем моря и др. Все перечисленные выше условия влияют на работоспособность гидропривода опосредовано через температуру рабочей жидкости. Например, скорость ветра увеличивает теплообмен гидропривода и может снижать температуру жидкости. Глубина снежного покрова у тяговых машин повышает нагруженность на трансмиссию, тем самым увеличивает температуру жидкости. Аналогичное воздействие оказывает прочность разрабатываемого землеройными машинами грунта, состояние дорог, высота над уровнем моря. Поэтому в данной работе мы рассматриваем работоспособность объемного гидропривода в зависимости от температуры окружающего воздуха, которая определяет температуру (вязкость) рабочей жидкости. На тепловое состояние гидропривода влияет так же режим его работы и конструктивные особенности, к которым относятся: мощность привода насосов, подача и ее регулируемость, номинальное давление, протяженность и разветвленность гидролиний, скорость потока жидкости в трубопроводах, коэффициент и площадь теплоотдачи и др. Режим работы гидропривода определяется коэффициентами использования номинального давления, продолжительности работы под нагрузкой в течение смены, использования машины по времени и числа включений в смену направляющей и регулирующей гидроаппаратуры.
Таким образом, температура (вязкость) рабочей жидкости зависит от трех факторов: температуры окружающей среды, режима работы гидропривода и его конструктивных особенностей. В России проведены самые полные исследования теплового состояния гидропривода и влияния этого состояния на работоспособность. Это объясняется тем, что достаточно большие территории нашей страны находятся в зоне вечной мерзлоты и холодного климата. Как раз в этих условиях в настоящее время выполняется огромный объем работ добычи и переработки полезных ископаемых (нефти, газа, цветных металлов), заготовки леса, строительств железных и автомобильных дорог, промышленного и гражданского строительства.
Наибольший вклад в становление и развитие гидравлического привода в нашей стране внесли Алексеева Т.В. /2, 3/, Башта Т.М. /16,17/, Барышев В.И. /14,15/, Васильченко В.А. /19,20, 21 /, Иванов Г.М. /35/, Навроцкий К.Л./64/, Прокофьев В.Н. /72/, Попов Д.Н. / 75/, Хаймович Е.М. / 89/, Свешников В.К. /78,79/ и др. Благодаря научным исследованиям указанных ученых и их учеников гидравлический привод стал ведущим приводом в машиностроении, особенно на самоходных машинах. Работоспособность гидравлического привода в зависимости от различных конструктивных и эксплутационных факторов, в том числе и от климатических условий достаточно хорошо изучена и опубликована в научных работах отечественных ученых Васильченко В.А. /19,20,21/, Додина Л.Г. /28,29,30/, Каверзина СВ. /41,43/, Кузнецовой Г.В. /53,54/, Скрицкого В.Я. /80/, Сорокина Е.А./41, 82/, Хороша А.И./44/. и др., а также зарубежных ученых Кауфмана Ж. /98/, Иваки К. /92/, Масухиро К. /93/, Хигасида Ф. /94/ и др. Отдельные вопросы повышения работоспособности и совершенствования конструкции гидропривода и гидрооборудования нашли развитие в научных трудах Абрамова Е.И. /1/, Емцева Е.Т. /31/, Мельникова В.Г. /62/, Осипова П.Е. /71/, Ковалевского В.Ф. /46,47/, Кондратьева Л.Ю. /49/, Итинской Н.И. /34/, Лебедева Н.И. /56/, Соболевского А.И. /81/ и др.
Климатические условия оказывают отрицательное влияние на параметры (подачу и мощность привода насосов, коэффициент полезного действия, усилие на штоке гидроцилиндров и крутящий момент насосов и гидромоторов) и характеристики гидропривода (силу трения и износ деталей гидрооборудования, сопротивление гидролиний, кавитационную характеристику насосов, расход топлива приводного двигателя внутреннего сгорания и др.). Рассмотрим характер этого влияния подробнее.
Как уже указывалось выше, климатические условия оказывают влияние на параметры гидропривода опосредованно через температуру. Ранее выполненными экспериментальными исследованиями /19, 21, 41, 57/ установлено, что температура рабочей жидкости в гидроприводе самоходных машин различного технологического назначения изменяется в достаточно широких пределах. Минимальная температура рабочей жидкости равна минимальной температуре в зимнее время той климатической зоны, в которой эксплуатируется машина. А максимальная температура в летнее время зависит от трех факторов: температуры окружающей среды, режима работы гидропривода и его конструктивных особенностей.
Влияние КПД насосов на технико-экономические показатели гидрофицированных самоходных машин
Анализируя предыдущее выражение, можно сделать следующее заключение, что внутренние утечки зависят от перепада давления между всасывающей и напорной камерами (АР), величины зазора в кинематическом соединении (53 d ), длины поршня (1), вязкости и плотности рабочей жидкости (О р). Из всех вышеуказанных переменных параметров наибольшее влияние оказывает радиальный зазор О , который за счет конструктивных и технологических мероприятий можно свести к минимальному значению, тем самым значительно уменьшить внутренние утечки жидкости и повысить объемный КПД насоса.
Неполное заполнение жидкостью рабочих камер насоса в большей степени обусловлено эксплуатационными факторами. Оно зависит от вязкости и плотности рабочей жидкости, давления во всасывающей камере насоса (гидравлического сопротивления всасывающего трубопровода) и числа оборотов вала насоса. Надо помнить, что гидронасос является элементом гидравлического привода и на его параметры влияют многие факторы, и в первую очередь конструкция всасывающего трубопровода (длина, количество и характер местных сопротивлений, высота всасывания, скорость потока жидкости и др.). Неполное заполнение в конечном итоге обусловлено инерционностью вязкой жидкости, внутренним трением ее о стенки всасывающей камеры насоса. В настоящее время эта проблема еще слабо изучена и нет математических выражений, позволяющих установить количественную связь величины неполного заполнения и перечисленных конструктивных и эксплутационных факторов. Оптимально спроектированным всасывающим трубопроводом, размещением гидробака выше всасывающей линии, применением гидробака с давлением выше атмосферного, использованием устройств, повышающих всасывающую способность насоса, снижением оборотов вала при низких температурах, регулированием температуры рабочей жидкости и другими конструктивными мероприятиями можно свести к минимуму, и даже к нулю неполное заполнение камер насоса. Это позволит повысить объемный КПД насоса. Потери мощности на внутренние утечки и неполное заполнение камер насоса (см. рисунок 1.10): o6={Qym+QHen)-PH (1.9) Объемный КПД насоса определится из соотношения: поб= т; (їло)
При оптимальных условиях эксплуатации объемный КПД новых современных насосов находится в пределах 0,92 - 0,96. В процессе эксплуатации объемный КПД за счет износа трущихся поверхностей уменьшается, и насос подлежит замене, когда это снижение достигнет 20 %.
Механический КПД характеризует потери мощности на трение в подвижных соединениях насоса. При относительном перемещении соприкасающихся поверхностей в зоне их контакта всегда возникает сила трения, направленная в сторону, противоположную движению. Эта сила расходуется на деформацию поверхностного слоя, пластическое оттеснение и на преодоление межмолекулярных связей соприкасающихся поверхностей. В зависимости от типа насоса характер движения может быть воз-вратнопоступательным (поршневые) или вращательным (шестеренные).
Мощность, затраченная на преодоление сил трения, определится (см. рисунок 1.10): NmpZ=:Mmp COe, (1.11) где Мтр момент трения в насосе; сов- угловая скорость вала насоса. Механический КПД определяется из соотношения: Nn - Nmp Лмех= м (1.12)
Чем меньше потери на трение тем выше механический КПД. Для современных насосов он также находится в пределах 0,92-0,96. Повысить механический КПД можно за счет конструктивных факторов (подбор материалов пар трения, качественная обработка поверхностей трения, повышение точности изготовления) и эксплуатационных факторов (соответствующая фильтрация рабочей жидкости, регулирование температуры жидкости, оптимизация оборотов вала в соответствии с вязкостью жидкости и Гидравлический КПД характеризует потери на деформацию (мятие) потока жидкости в напорной камере, сопровождающуюся внутренним трением жидкости, а также на трение жидкости о стенки корпуса, втулки и подвижные детали насоса.
Заводские и эксплуатационные испытания
Шасси трактора ТТ-4М является базой машины ЛП-18К, на которой смонтировано всё её оборудование. Шасси обеспечивает перемещение машины ЛП-18К и снабжение её энергией. Манипулятор содержит колонну с механизмом поворота, стрелу, рукоять, подвеску и захватное устройство. Основным назначением коника является удержание трелюемой пачки деревьев при движении машины по лесосеке. Толкатель служит для выравнивания и окучивания стрелеванных деревьев и выполнения подготовительно-вспомогательных работ на лесосеке у срезаемого дерева и на погрузочной площадке.
Гидравлический привод осуществляет управление технологического оборудования машины и защиту металлоконструкции от перегрузок. Представленная на рисунке 2.2. принципиальная гидравлическая схема трелёвочной бесчокерной машины ЛП-18К включает в себя следующее гидрооборудование: гидравлический бак Б, два шестеренных насоса HI марки НШ-50-3Л и Н2 марки НШ-100-3Л, моноблочный распределитель Р1 марки Р80-3/1-111 и секционный распределитель Р2 марки PC. 25. 20-20-4x01-30. Кроме того, в гидросистему входят десять гидроцилиндров различного технологического назначения: наклона коника ЦІ, спаренные гидроцилиндры толкателя Ц2 и ЦЗ, поворота манипулятора Ц4 и Ц5, зажима коника Ц6, захвата хлыста Ц7, рукояти Ц8, спаренные гидроцилиндры стрелы Ц9 и ЦЮ.
В гидросистему входит следующая гидроаппаратура: два диафрагменных дросселя ШД 1 и ШД 2, гидрозамок ЗМ одностороннего действия, дроссели с обратными клапанами Д01 и Д02, размещенные в поршневых полостях гидроцилиндров стрелы, дроссель с обратным клапаном ДО 3 в штоковой полости гидроцилиндров рукояти, вторичные предохранительные клапаны КП 1 и КП 2, расположенные в гидролиниях гидроцилиндров поворота манипулятора, вторичные предохранительные клапаны КП 3, КП 4, КП 5, КП 6 и КП 7, расположенные соответственно в гидролиниях гидроцилиндра захвата, рукояти и стрелы. На сливной гидролинии параллельно друг другу установлены два линейных фильтра Ф1 и Ф2. В кабине оператора размещены манометры МН 1 и МН 2 и датчик температуры Т, приемный элемент Д которого находится в гидробаке. Всё основное и вспомогательное гидрооборудование, направляющая и регулирующая гидроаппаратура соединены между собой трубопроводами. Чтобы обеспечить относительное движение рабочих органов, они соединяются резинометаллическими рукавами высокого давления типа РВД, которые так же обозначены на гидравлической схеме.
Принцип действия гидропривода трелевочной бесчокерной машины заключается в следующем. От двигателя внутреннего сгорания вращение передается одновременно на валы насосов HI и Н2. Насос HI из гидробака Б подает поток жидкости к моноблочному распределителю Р1 с тремя рабочими секциями. Первая секция направляет жидкость в поршневую или штоковую полости гидроцилиндра ЦІ наклона коника, на который укладывается комлевая часть хлыста или дерева с кроной. Спаренные гидроцилиндры Ц2 и ЦЗ приводятся в действие второй секцией распределителя Р1. Они обеспечивают подъем и опускание отвала, которым выравниваются, а при необходимости и разворачиваются деревья, так чтобы их можно было загрузить на коник машины. Третья секция распределителя обеспечивает возвратно-поступательное движение гидроцилиндров Ц4 и Ц5 поворота колонки манипулятора. Штоки этих гидроцилиндров имеют реечное зацепление и кинематически связаны с шестерней, которая находится на валу поворота колонки. Поршневые полости гидроцилиндров Ц4 и Ц5 соединены так, что при подаче жидкости от распределителя Р1 обеспечивается движение штоков в противоположные стороны, тем самым создаётся крутящий момент, обеспечивающий поворот манипулятора.
В обоих гидролиниях гидроцилиндров Ц4 и Ц5 установлены диафраг-менные дроссели ДНИ и ДШ2, которые ограничивают скорость поворота манипулятора и стабилизируют его положение при изменении нагрузки. Предохранительные клапаны КП1 и КП2 ограничивают давление в гидролиниях этих гидроцилиндров, возникающее от инерционных сил при повороте колонки манипулятора с деревом.
Основной насос Н2 марки НШ-100-3Л подает поток жидкости из гидробака Б в напорную секцию распределителя Р2. В этой секции вмонтирован первичный предохранительный клапан и обратный клапан. Первая рабочая секция распределителя Р2 управляет гидроцилиндром Ц6 зажима коника. В его поршневой полости установлен односторонний замок ЗМ, предназначенный для исключения самопроизвольного открывания челюстей коника. Вторая рабочая секция этого распределителя Р2 управляет гидроцилиндром Ц7 захватного устройства дерева. Этот гидроцилиндр зажимает дерево в комлевой части. В поршневой гидролинии гидроцилиндра Ц7 установлен предохранительный клапан КПЗ, предназначенный для ограничения давления при зажиме и переносе дерева. Третья рабочая секция управляет гидроцилиндром Ц6 поворота рукояти. В штоковой полости этого гидроцилиндра установлен дроссель с обратным клапаном Д01, который обеспечивает быстрый подъём дерева и медленное его опускание на коник бесчокерной машины. Предохранительные клапаны КП4 и КП5, размещенные в поршневой и штоковой полостях гидроцилиндра Ц8 предназначены ограничивать давление при выпол нении рабочим оборудованием подъема и укладки дерева. Четвертая рабочая секция распределителя Р2 управляет гидроцилиндрами Ц9 и ЦЮ поворота стрелы манипулятора. Два спаренных гидроцилиндра используются потому, что на стреле возникает максимальный момент поворота рабочего оборудования с деревом. В поршневых секциях гидроцилиндров применены дроссели с обратным клапаном Д02 и ДОЗ, которые как и в предыдущем случае ограничивают скорость опускания дерева на коник и исключают удары на раму трактора. Предохранительные клапаны КП6 и КП7 исключают повышение давления в поршневой и штоковой полостях при подъеме дерева на коник.
Потери давления в гидролиниях в зависимости от вязкости рабочей жидкости
Чтобы оценить влияние неравномерности подачи шестеренного насоса на колебания давления во всасывающем трубопроводе рассмотрим уравнение Бернулли для вязкой жидкости (см. формулу 3.1 и рисунок 3.1). Установить связь между давлением Рв и подачей насоса, можно решив уравнение (3.1) относительно Рв:
Коэффициенты \ , местных сопротивлений , поправочный коэффи циент Ъв , плотность жидкости р, коэффициент Кориолиса &в, число
Рейнольдса и другие величины можно определить по известным формулам ( 3.3; 3.6; 3.7; 3.8; 3.22 ), считая течение жидкости квазистационарным
Анализ уравнения (4.1) показывает, что Рв во всасывающем трубопроводе будет зависеть от подачи насоса QH (пропорционально квадрату dQ / подачи), так и от инерционной составляющей подачи у т (пропорционально производной от подачи). Как видно из уравнения при уменьшении подачи насоса указанные величины имеют разные знаки, а при увеличении подачи насоса - одинаковые (отрицательные). Следовательно, увеличение подачи ведёт к снижению давления во всасывающем трубопроводе, как за счёт повышения гидравлического сопротивления трубопровода и скоростного напора, так и за счёт инерционной составляющей. Отсюда можно сделать вывод: при определении минимально допустимого давления во всасывающем трубопроводе необходимо учитывать инерционную составляющую подачи. Решение математической модели позволяет установить количественную взаимосвязь давления во всасывающем трубопроводе с его гидравлическим сопротивлением и инерционной составляющей подачи. При этом величина гидравлического сопротивления будет переменной в зависимости от температуры (вязкости) рабочей жидкости. Зависимость коэффициента кинематической вязкости от температуры для моторного масла М-8-В2 при низких температурах (от плюс 10 С и ниже) может быть определена с достаточной точностью по формуле (3.22), а при температурах выше плюс 20 С по формуле (3.19).
Как известно, подача объёмных насосов непостоянна и является функцией угла поворота вала. Вид этой функции зависит от типа насоса. Наша работа выполнена применительно к шестеренным насосам, так как они имеют наибольшее распространение на гидрофицированных лесозаготовительных машинах (лесопогрузчиках, лесоукладчиках, трелёвочных, бесчо-керных и других). Однако опыт эксплуатации и теоретические расчёты показывают, что неравномерность подачи шестеренных насосов значительно превышает неравномерность аксиально-поршневых насосов. Поэтому оценить влияние неравномерности подачи на колебания давления во всасывающем трубопроводе весьма важно.
Зависимость теоретической подачи Q т шестеренного насоса от угла ф поворота вала определяется следующей формулой /68/: Qm=co-r1 -Щіаг -ііч -{tgob -$[ (4.2) где CO — угловая скорость вала насоса; В — ширина шестерни; г—радиус основной окружности; Параметры зацепления шестерен в шестеренном насосе:
Диаметр корригированной шестерни Л и расстояние между центрами шестерен (с одинаковым числом зубьев) определяются соотноше ниями: De =m-z + 2-(m + k-m) s = т- z = 2- к-т (4.4) где m - модуль шестерни; z - число зубьев; к - коэффициент корригирования. Формула (4.2) описывает зависимость теоретической подачи Q т шестеренного насоса от угла ф поворота вала насоса только в пределах угла равного /- Поэтому для описания изменения подачи Q т за полный оборот вала насоса формула (4.2) была заменена тригонометрической функцией: On =Qnin+(Snax-Snin)-Sil ( - ))
При этом максимальная и минимальная подача определяются соотношениями [2,3]: или QmaK=(z + l)-B-m2.c» Qm n=z-B.m2-a) Qm =co r2-B\tg2aeg2ak) Qmin=vr2 B-\tg2aeg2ak я Л (4.7) и (4.8) (4.9) и (4.10) График функции, определяемой соотношением (4.5), с большой точностью совпадает с кривой построенной по формуле (4.2). При постоянной угловой скорости СО зависимость угла Р поворота вала насоса от времени Т имеет простой вид: (р = со-т (4.11) В этом случае зависимость теоретической подачи насоса от времени будет иметь вид: e=ain+(Snax-aJ sii ( - ) (4.12) Средняя теоретическая подача определяется соотношением: -ср Z- CD ( п z + — -В-т2 -со v V (4.13) ср График зависимости относительной теоретической подачи Qm/ Qi насоса от относительного времени Ч Тоб (времени Т отнесенного ко времени одного оборота вала насоса об ), рассчитанной по формуле (4.15) с соотношения (4.13), приведен на рисунке 4.1.
Расчеты давления в сечении 1-1 (рисунок 3.3) по формуле (4.1) без учета инерционной составляющей для разных температур рабочей жидкости приведены на рисунке 4.2 (1-30 С; 2-40 С; 3-50 С; 4-60 С). По оси абсцисс отложено время, отнесенное к времени одного оборота вала насоса. Как видно из графиков с понижением температуры увеличивается подача насоса, что можно объяснить уменьшением внутренних утечек жидкости через торцевые зазоры насоса. Таким образом, повышение вязкости моторного масла с 30-1(Г6л 7 с(/ = 60с) до 150-10"6.иV с(/ = 30с) сокращаются внутренние утечки на 6 %. Это окажет благоприятное влияние на производительность самоходных машин. Кроме того, при температуре плюс 30 С существенно снижается амплитуда колебания давления во всасывающем трубопроводе примерно в 2,5 раза. Расчеты показали, что температура плюс 30 С является предпочтительной с точки зрения выравнивания колебания давления во всасывающем трубопроводе, и как следствие, снижается вибрация и шум гидропривода.
Расчеты давления в сечении 1-1 (рисунок 3.1) по формуле (4.1) с учётом и без учета инерционной составляющей, при температуре рабочей жидкости равной плюс 50 С, приведены на рисунке 4.3. При этом инер ционная составляющая определялась с использованием соотношения (4.12). На рисунке 4.3 цифрой "1" обозначена кривая, описывающая изменение давления на входе в насос, с учетом инерционной составляющей, а цифра "2" - без учета инерционной составляющей.
Анализ зависимости изменения давления на входе в насос, рассчитанной с учетом инерционной составляющей, показывает, что амплитуда колебаний давления из-за неравномерности подачи насоса, в случае составляет боле 150 % от среднего значения давления на входе в насос. При этом давление принимает периодически отрицательные значения. Это можно объяснить с одной стороны наличием точек излома на графике подач (рисунок 4.1), а также неполным соответствием математической модели физическим процессам, протекающим во всасывающем трубопроводе и в насосе. Таким образом, результаты расчета давления во всасывающем трубопроводе показывают, что инерционная составляющая в значительной степени определяет давление на входе в насос и оказывает существенное влияние на работу гидропривода в целом.
