Cơ Khí - Giáo trình Máy Phụ Tàu Thủy phần 7 pptx

Sản lượng thực tế của bơm nhỏ hơn so với lí thuyết do có rò lọt từ các khoang công tác và từ buồng đẩy, ở các áp suất cao còn do tính nén được của chất lỏng.. Khi nén chất lỏng nhỏ không

áp suất bơm (đặc tính các bơm cánh thường thoải).

5 Tính không phụ thuộc của áp suất bơm tạo ra vào tốc độ chuyển động của bộ phậncông tác bơm cũng như của chất lỏng Về nguyên tắc, khi làm việc với chất lỏng không nén

được, bơm thể tích, có độ kín khít lí tưởng, có thể tạo ra áp suất lớn bất kì do tải trọng quyết

định ở tốc độ chuyển động nhỏ tuỳ ý Đối với các bơm cánh, để có áp suất cao cần phải cóvòng quay bánh cánh và tốc độ chuyển động của chất lỏng cao

Động cơ thuỷ lực thể tích về cơ bản cũng có các tính chất trên, giống như các bơm thểtích, nhưng có vài khác biệt do chức năng của nó khác bơm Các động cơ thuỷ lực thể tích cũngcác tính chất đặc trưng như chu kì, kín Tính cứng của động cơ thể tích là ở chỗ tốc độ khâu ra

ít phụ thuộc vào tải trên khâu này (lực trên cần xi lanh thuỷ lực hoặc mômen trên trục mô tơthuỷ lực)

5.1.2 Các đại lượng đặc trưng cho quá trình làm việc của bơm thể tích

Đại lượng cơ bản quyết định kích thước của bơm thể tích (hoặc động cơ thuỷ lực thể tích)

Như vậy thể tích công tác của bơm

Thông thường k=1, nhưng trong vài kết cấu k=2 hoặc nhiều hơn

Sản lượng thực tế của bơm nhỏ hơn so với lí thuyết do có rò lọt từ các khoang công tác và

từ buồng đẩy, ở các áp suất cao còn do tính nén được của chất lỏng

Tỉ số giữa sản lượng thực tế và sản lượng lí tưởng được gọi là hệ số sản lượng:

trong đó qrl- tổn thất rò lọt; qn- tổn thất do nén

Khi nén chất lỏng nhỏ không đáng kể, hệ số sản lượng bằng hiệu suất thể tích của bơm(=Q):

Gia số năng lượng toàn bộ của chất lỏng trong bơm thể tích thường qui về một đơn vị thểtích và do đó thể hiện bằng đơn vị áp suất Vì bơm thể tích thường dùng để tạo ra áp lực đáng

kể nên sự gia tăng của động năng chất lỏng thường bỏ qua Cho nên áp suất bơm là chênh lệch

áp suất cửa ra p2và cửa vào p1:

Công suất tiêu thụ bởi bơm quay (động cơ dẫn động tiêu tốn),

trong đó MB- mômen trên trục bơm;B- vận tốc góc trục bơm

Hiệu suất bơm là tỉ số giữa công suất có ích và công suất do bơm tiêu thụ

B=Ne/NB=QpB/(MBB) (5.8)Cũng tương tự như đối với bơm cánh, phân hiệu suất thành hiệu suất thuỷ lực H, hiệusuất thể tích Qvà hiệu suất cơ giớim, chúng kể đến ba dạng tổn thất: thuỷ lực- tổn thất cột áp(áp suất), thể tích- tổn thất rò lọt chất lỏng qua các khe hở, và tổn thất cơ giới- do ma sát trongcác cơ cấu bơm:

Q=Q/(Q+qrl); (5.1 0)

M=(NB-Nm)/NB=Ni/NB, (5.11)trong đó pi- áp suất chỉ thị được tạo ra trong khoang công tác của bơm và tương ứng với cột áp lí thuyết

ở bơm cánh; Nm- tổn thất công suất cho ma sát trong các cơ cấu của bơm; Ni- công suất chỉ thị truyền cho chất lỏng trong khoang công tác và ứng với công suất thuỷ lực ở bơm cánh

Nhân và chia phương trình (5.8) với Ni=(Q+qrl)pivà nhóm các nhân tử, thu được

m Q H B

i

rl i

B

i rl

Q p

p p ) q Q

(

N N

5.2.1 Khái niệm cơ bản

Các bơm piston với cơ cấu dẫn động

biên-khuỷu và hệ thống van phân phối thuộc loại máy

được sử dụng từ xa xưa Sử dụng chúng để cấp

nước đã được biết từ thế kỉ thứ II trước công

nguyên, tuy vậy ngày nay vẫn là một trong các

loại cơ bản phổ biến rộng để bơm chuyển chất

lỏng

Sơ đồ kết cấu hệ thống bơm với bơm kiểu

piston đơn giản nhất được giới thiệu trên hình

5.1 Khoang công tác là xi lanh 6, còn thiết bị

nén là plôngiơ (piston trụ) 8, nó chuyển động

tịnh tiến nhờ cơ cấu biên khuỷu Hệ thống phân

phối, đảm bảo nối luân phiên xi lanh với đường

hút 1 và đường đẩy 3, bao gồm van hút 11 và van

đẩy 5 Các van thuộc loại tự hoạt động Khi tăng

thể tích trong khoang công tác (ở hành trình hút),

áp suất trong đó p1xl nhỏ hơn áp suất p1 ở trước

van 11 Dưới tác dụng của độ chênh áp van được

nâng lên và xi lanh được điền đầy chất lỏng từ

đường ống 1

Thể tích buồng công tác giảm (ở hành trình đẩy)

khi plôngiơ chuyển động vào, áp suất trong xi lanh

bắt đầu tăng, van 11 đóng và, khi áp suất đạt tới

trị số p2xllớn hơn áp suất p2sau van 5, chất lỏng sẽ được đẩy qua van vào đường 3

Hình 5.1 Sơ đồ bơm piston có cơ cấu

khuỷu dẫn động

Theo kết cấu của bộ phận nén các bơm

piston được phân loại thành kiểu piston

(hình 5.2) và kiểu plôngiơ (hình 5.1) Trong

bơm kiểu piston (hình 5.2), piston chuyển

động trong xi lanh nhẵn bóng 5 Để làm kín

piston sử dụng gioăng 3 (phương án I) hoặc

chế tạo có khe hở nhỏ với thành xi lanh

(phương án II) Trong bơm kiểu plôngiơ

(hình 5.1), plôngiơ được gia công nhẵn

chuyển động tự do trong khoang công tác,

thiết bị làm kín 7 bất động trong vỏ của

khoang công tác Vì gia công tinh các bề

mặt bên trong khó khăn hơn, sửa chữa và

thay thế bộ phận làm kín ngoài cố định đơn

giản hơn nên bơm kiểu plôngiơ có ưu thế

hơn so với kiểu piston nếu không có yêu cầu đặc biệt gì về kết cấu và khai thác Hai kiểu bơm,tuy khác nhau về kết cấu thiết bị nén vẫn được gọi chung là bơm piston

Cơ cấu dẫn động bơm piston được chia thành cơ cấu khuỷu (hình 5.1) và vấu cam (hình

5.3, a) Trong kiểu thứ hai, piston 2 luôn tì vào vấu quay lệch tâm 3 thông qua con lăn hoặc, nhưtrên hình vẽ, là khớp chặn trượt cầu 5

Các bơm kiểu cam cho phép tiện bố trí gần trục dẫn động chung vài lanh (hình 5.3, b)ghép song song với nhau có chung đường dẫn vào và ra, và do đó có được lưu lượng đều hơn

Do có nhiều cặp ma sát (piston- xi lanh, piston- khớp cầu, khớp cầu- vấu lệch tâm) nênnhững bơm như vậy thích hợp hơn cả là làm việc với các chất lỏng có tính bôi trơn, sạch vàkhông gây mòn

Hình 5.2 Sơ đồ bơm piston với piston

vi sai

Hình 5.3 Sơ đồ bơm dẫn động kiểu cam

Cơ cấu biên khuỷu (hình 5.1) tiện lợi cho việc ngăn cách phần dẫn động khỏi phần bơm

và đảm bảo bôi trơn riêng biệt Nếu trong trường hợp này sử dụng con trượt chịu mòn 9 thìpiston 8 không bị tác dụng của các lực bên tiếp xúc và làm kín 7 không bị mài mòn Nhữngbơm như vậy có khả năng bơm chất lỏng bất kì, kể cả các chất lỏng bẩn có các hạt cứng

Sản lượng lí thuyết Qlt của mỗi bộ phận bơm được xác định theo biểu thức (5.1) bởi thểtích công tác

Trong khai thác thường mong muốn thay đổi sản lượng mà vẫn giữ vòng quay n không

đổi vì động cơ điều chỉnh được đắt tiền Có thể thay đổi lưu lượng bằng cách đưa một phần chấtlỏng từ đường ống đẩy ngược trở về đường ống hút, ví dụ qua van xả 10 (hình 5.1), khi đó phảitrang bị van điều chỉnh được Làm như vậy không kinh tế vì toàn bộ năng lượng truyền cho chấtlỏng ra bị tiêu tán thành nhiệt khi tiết lưu trong van

Biện pháp điều chỉnh Qltkinh tế hơn là thay đổi bán kính khuỷu trong lúc làm việc, tức làthay đổi thể tích công tác V0

Những hệ thống như vậy phức tạp về kết cấu và được sử dụng hạn chế, cho nên các bơmpiston điều chỉnh được ít phổ biến

Điều chỉnh lưu lượng không bậc được thực hiện khá đơn giản ở các máy thuỷ lực rô piston mà ta sẽ xét sau

to-Trên tàu bơm piston dùng trong các chuyển nhiên liệu, dầu nhờn (thường là các bơm tay),

hệ thống làm mát, cấp nước nồi hơi, hút khô Ngoài ra các dạng đặc biệt của bơm piston được

sử dụng trong các máy móc thiết bị khác nhau, ví dụ bơm nhiên liệu cao áp, cấp dầu bôi trơn xilanh, trong các cơ cấu phối khí thuỷ lực hay điều khiển trong động cơ diezel

Các động cơ thuỷ lực kiểu piston cũng được dùng rộng rãi trong các hệ thống điều khiển

và truyền động thuỷ lực như hệ thống lái, cẩu, kích thuỷ lực v.v

Do có những đặc điểm của các bơm thể tích nói chung (ở mục 5.1) và các đặc điểm riêngcủa bơm piston, như chuyển động tịnh tiến qua lại, lưu lượng không đều (sẽ nghiên cứu ở cácphần sau) nên bơm thường được dùng khi yêu cầu áp suất cao và lưu lượng thấp Vòng quay cơcấu dẫn động bơm piston thường thấp hơn so với các bơm khác (thấp tốc n<80 v/ph; trung tốcn=80150 v/ph và cao tốc n>150 v/ph) Đối với các bơm piston, lưu lượng Q>60 m3/h đã thuộcloại lớn; loại lưu lượng trung bình thì Q=(1560) m3/h và loại nhỏ có Q<15 m3/h Về áp suất,các bơm piston có thể tạo ra áp suất không hạn chế: cao áp pB>20 KG/cm2; trung bình

pB=(1020) KG/cm2và thấp áp pB<10 KG/cm2

5.2.2 Động học của piston và qui luật thay đổi lưu lượng

Xét các sơ đồ hình 5.1 và 5.3, a có thể thấy, trong các cơ cấu khuỷu và vấu cam, cácpiston đều có chung một qui luật chuyển động Piston chuyển dịch giữa các điểm chết A và B,khoảng di chuyển x’ của piston được xác định bằng góc  của khuỷu trục Khi tính từ đIểmchết bên trái B, qui luật thay đổi x’=f() sẽ như sau:

x’=r+ab-(rcos+abcos)

jp=d2x/dt2=(h/2)2cos (5.18)Trị số lưu lượng lí thuyết tức thời bằng tích của vận tốc piston với diện tích của nó F:

Trên hình 5.4, a đường OABD là

đồ thị thay đổi Qt của một xi lanh trong

thời gian một chu kì, tương ứng với góc

quay của khuỷu trục =2 Chất lỏng

được cấp tới nơi tiêu thụ trong nửa vòng

quay khi piston chuyển động từ điểm

chết bên phải A tới điểm bên trái B (hình

5.3, a) Lượng chất lỏng cấp trong thời

gian đó ứng với qui luật (5.19) được thể

hiện bằng diện tích bên dưới đường

côsin OAB Giá trị của nó, theo (3.13),

Trong thời gian nửa chu kì thứ hai, khi

piston chuyển động từ xi lanh ra và chất lỏng

được hút vào đó (đường thẳng AB), chất lỏng

không được cấp đến nơi tiêu thụ Như vậy, sản

lượng của bơm một piston không đều về độ lớn

và gián đoạn theo thời gian Đây là hiện tượng

cực kì không mong muốn và cần phải hạn chế

bằng các biện pháp kết cấu sẽ được nói tới ở

mục 5.2.4

5.2.3 Sự làm việc của hệ thống van phân phối

Hệ thống van phân phối (hình 5.1) gồm có van hút đẩy tự hoạt động 11 và 5 Chúng đượcnâng lên dưới tác dụng của chênh áp pk, do đó trong quá trình hút áp suất trong xi lanh p1xlluônnhỏ hơn áp suất p1trên đường hút trước van 11:

nhiệt và bị mất đi Do vậy các van được

Hình 5.4 Sự thay đổi của lưu lượng và độ cao

nâng van

làm có xu thế sao tổn thất áp suất pknhỏ hơn nhiều lần so với pB.

Kết cấu của van gồm có đĩa 3

tựa vào lò xo 4 (hình 5.5, a) Khi

van mở đĩa tạo với đế 1 vành khe

hở 2 với chiều cao z, nhờ lực lò xo

van phẳng đơn giản hơn, khi bị

mòn dễ sửa chữa Tuy vậy, trong

các bơm cao tốc có van như vậy

thường xuất hiện tiếng gõ và dao

động Các van của bơm phải bị

mòn không đáng kể sau số chu kì

làm việc lớn

Để được như vậy quá trình đóng van phải không xảy ra va đập, có thể đạt điều này khi tăngchiều rộng bề mặt làm kín tới độ lớn nhất định, khi các mặt tiến lại nhau chất lỏng từ khechiều cao z bị nén ra với tốc độ đủ chậm

Thường các van được làm có chiều rộng dải làm kín bd và chiều cao nâng van tối đa zmaxkhá nhỏ so với đường kính đĩa van dk:

zmax<<dk; z/dk<0,1;

bd<<dk; bd/dk<0,050,07 (5.20)Chênh lệch áp suất pk.0khi mở van được xác định bằng lực nén lo xo Rlx.0và trọng lượngvan Gk:

0 k

2 c

2 k k

0

.

4 2

Đặc tính van được mô tả bằng các phương trình sau: phương trình khả năng lưu thông của van

k khe

k S (2/ )p

phương trình cân bằng

2 / ) d d )(

4 / ( p G

c

2 k k

k

lx      ; 5.22)

phương trình đặc tính lò xo

trong đó c- hệ số độ cứng; z0- độ nén ban đầu của lò xo.

Trong các phương này, đối với van phẳng diện tích khe Skhe=  dkz; van côn Skhe dkzsin  Các hệ số lưu lượng  và lực áp suất  được xác định bằng thực nghiệm phụ thuộc vào số Reinolds: Re (2/)pk.2z/.

Đối với các van phẳng, khi trị số Re lớn (z và pklớn) có thể chuyển sang chế độ chảy gián đoạn trong khe Sự thay đổi đột ngột  gây thay đổi pkđột ngột làm suất hiện tiếng ồn và rung động trong bơm.

Đặc tính đồng biến thể hiện trên hình 5.5, b đặc biệt không mong muốn đối với các van hút: tăng tổn thất

áp suất pkở lưu lượng lớn Qkcó thể là nguyên nhân xâm thực trong xi lanh bơm ở gần giữa hành trình hút.

Hình 5.5 Van của bơm piston và đặc tính của nó

Để đặc tính van thoải hơn, van hút được làm với đường kính dk lớn hơn Khi đó với tỉ số bd/dk đặc biệt nhỏ, khác nhau của phân bố áp suất khi van đóng và mở không đáng kể và pk pk.0 Tuy vậy, các van lớn có quán tính lớn và hạn chế tần số của chu trình, tức là n.

Các van của bơm piston đều có tính chất trễ Do không có liên kết cứng giữa van và pistonnên thời điểm đóng van chậm so với thời điểm piston qua các điểm chết A và B (xem hình 5.1)khi hướng của chuyển động thay đổi Trên hình 5.4, c biểu diễn đồ thị chuyển động của các vanz=f() tương ứng với đồ thị lưu lượng bơm một piston Qt=f() Do sự đóng trễ của van đẩy, đồthị chuyển động O’AB’, van hút chỉ có thể mở sau điểm B’ thay cho ở điểm chết B (đồ thị thể hiện van hút mở ngay khi van đẩy đóng) Đó là do khi van đẩy còn mở, áp suất trong xi lanh

không thể thấp hơn p1 và không có áp suất mở van pk=p1-p1xl Do vậy, thể tích chất lỏng LB’B(hình 5.4, a), trước đó đã cấp vào ống đẩy, quay trở lại xi lanh trong thời gian đóng trễ van đẩyBB’ nên không được cấp tới nơi sử dụng Cũng tương tự như thế, sự đóng trễ của van hút trên

đoạn DD’ dẫn đến nâng van đẩy bị chậm, nó mở không phải ở D mà là ở D’, cho nên thể tíchDD’M đã vào xi lanh lại bị đẩy về ống hút Như vậy, sự đóng muộn các van một góc k làmcho lượng cấp từ xi lanh bị giảm xuống còn O’AB” thay cho OAB, toàn bộ thể tích công táccủa xi lanh không được sử dụng hết

Chất lỏng chảy qua các van trong thời gian đóng trễ chỉ phải khắc phục sức cản các van,thường là không lớn Cho nên hiện tượng đóng muộn các van không gây tiêu hao năng lượng

đáng kể cho động cơ và ít ảnh hưởng đến hiệu suất bơm Vì không có liên hệ động học cứnggiữa các van với piston, thời gian đóng trễ các van chỉ phụ thuộc vào tính chất bản thân các van.Khi tăng vòng quay bơm n, thời gian chu trình giảm, thời gian trễ so với chu trình công táctăng Trị sốkkhi đó tăng và sản lượng bơm bị giảm

Sự trễ của van giảm khi giảm khối lượng của van, diện tích đĩa van Sk= d 2 / 4

k

 và chiềucao nâng van zmax Như vậy, để tăng vòng quay bơm mà vẫn không giảm khả năng sử dụng thểtích công tác bơm buộc phải sử dụng các van và chiều cao nâng van nhỏ hơn Theo các phụthuộc (5.21) và (5.22) dẫn đến tăng áp suất pk, tức là sử dụng lò xo có độ cứng lớn hơn Tăng ápsuất pkđồng nghĩa với tăng sức cản và kết quả cuối cùng là giảm hiệu suất và điều quan trọng

là làm xấu khả năng hút của bơm

Trước khi nằm trên đế, vận tốc vđ

tiến đến đế của đĩa van quyết định đặc

tính tiếp xúc các bề mặt ở thời điểm

chạm nhau Nếu tốc độ nhỏ, màng chất

lỏng bị nén ra từ khe dưới bề mặt làm

kín bd (hình 5.5) và vận tốc giảm tới

không ở thời điểm tiếp xúc các bề mặt

Khi tăng vận tốc vđ, khả năng giảm chấn

của chất lỏng bị nén ra khỏi khe giảm,

khi đạt tới giá trị tới hạn nào đó của vđ,

van tiếp xúc đế với vận tốc khác không,

tức là có va đập và gây tiếng gõ Khi có

d d

chỉ tiêu khả làm việc của van C.

Bằng thực nghiệm xác định được giá trị tới hạn C=zmaxnmax=f(m/Sk) Ví dụ đồ thị hình 5.6

là kết quả nghiên cứu của I I Kukolepxki và L K Liakhôpxki (m- khối lượng van; Sk- diệntích đĩa) Khi lựa chọn n và zmax, để tránh va đập phải tuân theo điều kiện zmaxn<C

Tóm lại, cố gắng tăng vòng quay mà vẫn giữ khả năng hút tốt của bơm piston gặp khókhăn lớn do đặc điểm quá trình làm việc của hệ thống van phân phối; khi độ nhớt của chất lỏng

được bơm tăng thì các khó khăn này càng tăng Trường hợp sau thì sử dụng hệ thống phân phốivan-ngăn kéo kết hợp trong các bơm rô to piston có ưu thế hơn

5.2.4 Sản lượng không đều của bơm piston và biện pháp khắc phục

Như đã nói, lượng cấp của bơm một piston bị gián đoạn và có độ không đồng đều lớn, nó

đặc trưng bằng hệ số

=(Qmax-Qmin)/Qlt (5.24)Như vậy, đối với bơm một piston theo các công thức (5.14) và (5.19)

=Qmax/Qlt=60F(h/2)/(Fhn)=Fhn/(Fhn)=

Thường không cho phép lưu lượng xung lớn như vậy Lưu lượng tăng và giảm nhanh trongcác đường ống xen lẫn chu kì nghỉ gây ra trong các đường ống và xi lanh bơm các xung ápsuất, dẫn đến tiếng ồn, rung động và mỏi cho các chi tiết trong hệ thống bơm Dựa vào phươngtrình đã biết (1.34’)

1 g

v p z g

2 1

1

2 xl

1 g

] sin ) 2 / h [(

2 2

2

2 xl

1 g

] sin ) 2 / h [(

p g

-và đẩy Chiều dương của vận tốc và gia tốc qui ước là chiều chuyển đồng của chất lỏng Dễ thấy trong công

thức, thành phần lực quán tính ảnh hưởng đến áp suất trong xi lanh thường lớn hơn so với thay đổi động năng Gia tốc có trị số lớn nhất ở đầu mỗi hành trình khi cos1 áp suất quán tính sẽ làmtăng áp suất trong xi lanh p2xlở đầu quá trình đẩy (=) và giảm p1xlở đầu quá trình hút vì giatốc của chất lỏng trong đường ống hút là do dự trữ áp suất p0ở bể hút Đến cuối mỗi hành trình,dòng chất lỏng chậm lại (đoạn AB hình 5.4, a), áp suất quán tính pqt đổi dấu, dẫn đến giảm p2xl

2 / h ( l

bình lí thuyết Qlt=2Fhn và =/2 Trong đó không có gián đoạn lưu lượng lâu nhưng lưu lượngtức thời nhỏ nhất vẫn giữ Qmin=0 Như vậy, ở đây giới hạn của xung áp suất quán tính vẫn giữnguyên (ví dụ, ở đường ống hút vận tốc chất lỏng thay đổi từ 0v1max với qui luật như bơm mộtpiston, chỉ khác ở chỗ không có giai đoạn dừng ở hành trình đẩy: =2)

Về kết cấu bơm hai piston có thể là hai cụm bơm mô tả ở hình 5.1, có chung hệ thống dẫn

động và chung hệ thống ống, chu kì làm việc lệch nhau nửa vòng quay Kiểu kết cấu kinh tếhơn là bơm hai tác dụng như ở hình 5.2 ở hành trình piston 4 sang bên phải, chất lỏng bị đẩyqua van 6 vào đường ống đẩy 2 đồng thời điền đầy khoang xi lanh 1 có cán piston ở hành trìnhsang trái, van 6 đóng chất lỏng trong khoang 1 lại được đẩy vào đường ống đẩy 2; đồng thời làquá trình hút chất lỏng qua van 7 vào khoang bên phải của xi lanh

Lượng chất lỏng được cấp vào ống đẩy ứng với hành trình piston sang phải và trái sẽ là:

h 4

d h ) d d ( 4

c

2 p

1





Với 3 piston như ở hình 5.3, b, sẽ có trị số lượng cấp trung bình lí thuyết Qlt=3Fhn Chu kì

đẩy có giai đoạn trùng nhau, chất lỏng trong các đường ống không lúc nào bị dừng lại Từ hình5.4, b và theo công thức 5.24 thấy độ lớn giảm mạnh:

14 , 0 ) 3 / sin(

1 ( 3

1 )

2 /(

Fh 3

) 3 / sin(

) 2 / h ( F )

đối với số piston lẻ=1,25/z2;

đối với số piston chẵn=5/z2

(trong trường hợp làm việc ở

lỏng đến độ đều của sản lượng

Trên hình 5.4, b có thể thấy, đồ thị Qt khi có sự trễ của các van (đường AB’BCA) tươngứng với độ không đều lớn hơn so với đồ thị ABCA khi không có trễ

ảnh hưởng của tính nén được của chất lỏng sẽ tăng khi áp suất bơm tăng Trên hình 5.7 đưa ra đồ thị lưu lượng của bơm ba piston, tương tự như đồ thị hình 5.4, b, nhưng kể đến ảnh hưởng của sự trễ các van và tính nén

được của chất lỏng ( k1- góc đóng chậm của van hút làm van đẩy mở chậm, k2- góc đóng chậm của van đẩy làm van hút mở chậm) Với các góc k1 và k2đã cho, nếu không kể đến độ nén chất lỏng, các van đẩy và hút sẽ tương ứng mở ở điểm D’ và B’ (thường van hút có đường kính lớn hơn và lắp lò xo yếu hơn nên k1> k2) Nhưng

do cần nén chất lỏng đến áp suất p2xl>p2nên van đẩy mở ở điểm H và bị chậm thêm một góc 2 Một phần hành trình ứng với góc quay khuỷu k1+ 2trở thành không có ích, độ không đều của sản lượng (đường JKLMN) tăng lên so với ở hình 5.4, b Hành trình nén x  2 ứng với 2 do thể tích công tác V0và thể tích chết VBquyết định (trên hình 5.1, thể tích VBđược biểu diễn bằng phần kẻ ô) Độ lớn x  2 có thể xác định từ phương trình nén thể tích chất lỏng trong xi lanh:

Từ (5.26) có thể thấy thể tích nén Fx2khi không có không gian chết vào khoảng 0,8-0,5% thể tích công tác khi tăng áp suất lên 10Mpa (với môđun đàn hồi thể tích chất lỏng lấy trong khoảng  =1200  2000Mpa) Tổn thất lượng cấp do nén tỉ lệ với thể tích bị nén lại q  = Fx  2 n, nó tăng khi tăng VBvà p Ví dụ, khi VB V0 và p=30Mpa thì q  chiếm khoảng 3-5% sản lượng có ích Cho nên để tăng độ đều của sản lượng với mục đích giảm các dao động trong bơm và giữ tính cứng của đặc tính cần phải giảm VB, đặc biệt khi làm việc ở áp suất cao Trên hình 5.3, a có thể thấy các hốc trước van, piston rỗng, các lo xo hồi trong xi lanh góp phần làm tăng thể tích chết Tất cả đều phải tránh trong các bơm cao áp.

Biện pháp làm đều lượng cấp thứ hai là sử dụng bình tích thuỷ khí động lực (buồng đệmkhí) Các buông đệm khí 12 và 4 (hình 5.1) được đặt trên đường ống hút và đẩy trực tiếp ngaytrước và sau bơm sao cho quãng đường từ khoang công tác tới chúng là tối thiểu Về nguyêntắc, các buồng đệm được áp dụng cho các bơm một và hai xi lanh

Buồng đệm làm việc dựa trên nguyên tắc: do quán tính nên các cột chất lỏng dài trong cácống có xu thế giữ nguyên vận tốc trung bình, ứng với sản lượng trung bình của bơm QQlt.Trong hành trình nén, khi Qt>Qlt (hình 5.4) lượng cấp vượt quá Qlt bị giữ lại trong buồng 4 vànén không khí lại áp suất khí trong buồng p2’ trở thành lớn hơn áp suất trung bình p2 Khilượng cấp của bơm nhỏ hơn Qlt, khí trong buồng giãn nở đẩy chất lỏng thừa, đã được tích lại,vào đường ống đẩy Khi xả, áp suất trong buồng giảm xuống thấp hơn p2 Như vậy, trong cácống luôn duy trì chuyển động liên tục của chất lỏng và độ lớn của xung áp suất quán tính giảmtới mức không đáng kể, theo (5.25) chỉ còn quán tính do đoạn ống ngắn từ buồng đệm đếnkhoang công tác Trên hình 5.4 đường KGK biểu diễn thay đổi sản lượng Q ở đường ống đẩycủa bơm một piston khi có buồng đệm đẩy Diện tích GEK ứng với lượng chất lỏng vào buồng

đệm, bằng với diện tích BKGD- lượng chất lỏng buồng đệm đưa ra Thể tích khí trong buồng

đệm càng lớn so với lượng chất lỏng vào buồng GEK thì độ đều sản lượng và áp suất càng cao.Thường thể tích khí trong buồng đệm chọn bằng (1030)Fh đối với bơm một piston và(510)Fh đối với bơm hai piston Do khí có thể hoà tan vào chất lỏng, nhất là ở buồng đệm đẩy

có áp suất lớn hơn, thể tích khí trong buồng giảm trong quá trình làm việc cho nên cần cấp khívào buồng (ví dụ qua van 2, hình 5.1) hoặc phân cách chất lỏng và khí bằng piston hoặc màngmỏng

Bố trí buồng đệm phải tuân theo nguyên tắc cơ bản sau:

- chất lỏng phải đi qua buồng đệm;

- ở trong buồng đệm chất lỏng mất đi vận tốc và hướng ban đầu

Hình dưới giới thiệu một số ví dụ về cách bố trí

Qua phân tích ở trên thấy biến đổi áp suất trong buồng (tức áp suất trong các đường ống)

sẽ phụ thuộc vào thể tích khí trong các buồng và lượng chất lỏng thay đổi ở trong buồng Thểtích khí trong buồng phải đảm bảo hệ số không đều áp suất trong các đường ống nhỏ hơn giớihạn cho phép:

] [ p

Trong đó Vmax và Vmin ứng với thể tích khí lớn nhất và nhỏ nhất, còn chênh lệch (Vmax

-Vmin) bằng thể tích chất lỏng được giữ lại buồng đệm, ứng với diện tích GEK hình 5.4, a (đểtính gần đúng lần đầu coi lưu lượng trong ống không thay đổi và bằng Qlt)

Như vậy, có thể xác định được thể tích khí trung bình:

) V V

Hệ số [] chộn tuỳ theo chiều dài ống, với ống dài []0,01; ống ngắn []0,05

Thể tích toàn bộ buồng thường lấy bằng 3/2Vtb

Để tránh dao động cộng hưởng của áp suất khí trong bầu với dao động của lưu lượng chấtlỏng, nên chọn

h F

S l

Sp )

áp suất được gắn vào khoang xi lanh và dao động kí

Trên hình 5.9 là đồ thị chỉ thị pxl=f() của bơm piston có buồng dệm hút và đẩy làm đềusản lượng Đoạn O-ứng với hành trình đẩy, -2ứng với hành trình hút

Hình 5.8 Bố trí buồng

đệm

Do lượng cấp không hoàn toàn đều nên có dao động lưu lượng và áp suất p’2 và p’1 trongcác đường ống gần trị số trung bình p2 và p1 Trong đó áp suất trong xi lanh cũng dao độngquanh các trị số trung bình p2xlvà p1xl Chênh áp giữa xi lanh và ở các đường ống (ví dụ, p2xlvàp’2) là tổn thất trong các van pk Như vậy, bơm, để tạo ra áp suất có ích pB, phải gia tăng áp suấttoàn bộ trong xi lanh, gọi là áp suất chỉ thị

đoạn bc- nén chất lỏng từ áp suất pb đến pc, tại c van đẩy bắt đầu mở Quá trình nén ứng vớigóc quay2và hành trình nén x 2được xác định theo công thức (5.26) Đoạn cd là giai đoạnchất lỏng được đẩy vào đường ống

đẩy Sau khi van đẩy đóng ở e, chất

lỏng còn lại trong xi lanh (ở thể tích

chết) giãn nở, tại điểm g van hút mở

và giai đoạn ga chất lỏng mới được

hút vào xi lanh

Trong thời gian nâng các van

(khi đĩa van tách khỏi đế ở các điểm c

và g) thường thấy ở trong xi lanh có

dao động tắt dần của áp suất Đó là do

có dao động của các van khi bị bật ra

khỏi đế với gia tốc đáng kể, dặc trưng

Phần chủ yếu của công suất đưa dến trục bơm NB được piston truyền cho chất lỏng trong

xi lanh Công suất này được gọi là công suất chỉ thị Ni Chênh lệch giữa NB và Ni là công suấttổn hao cơ giới Nm Phần này là các tổn thất do ma sát trong các cơ cấu dẫn động và làm kín,

Anbằng diện tích trên đoạn 0-, còn Ah- diện tích trên đoạn-2

Công tiêu thụ cho một vòng quay

Hình 5.9 Đồ thị chỉ thị của bơm piston