Динамика насосных агрегатов сверхвысокого давления для гидроструйной обработки материалов

Смирнов, Дмитрий Николаевич

Динамика насосных агрегатов сверхвысокого давления для гидроструйной обработки материалов тема автореферата и диссертации по механике, 01.02.06 ВАК РФ

Смирнов, Дмитрий Николаевич АВТОР

кандидата технических наук УЧЕНАЯ СТЕПЕНЬ

Новосибирск МЕСТО ЗАЩИТЫ

2012 ГОД ЗАЩИТЫ

01.02.06 КОД ВАК РФ

Диссертация по механике на тему «Динамика насосных агрегатов сверхвысокого давления для гидроструйной обработки материалов»

Автореферат диссертации на тему "Динамика насосных агрегатов сверхвысокого давления для гидроструйной обработки материалов"

На правах рукописи

005009812

Смирнов Дмитрий Николаевич

ДИНАМИКА НАСОСНЫХ АГРЕГАТОВ СВЕРХВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЯ ДЛЯ ГИДРОСТРУЙНОЙ ОБРАБОТКИ МАТЕРИАЛОВ

01.02.06 - Динамика, прочность машин, приборов и аппаратуры

і с оез шг

АВТОРЕФЕРЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Новосибирск - 2012

005009812

Работа выполнена в Государственном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Новосибирский государственный технический университет»

Научный руководитель: кандидат технических наук, доцент

Белоусов Владимир Севостьянович

Официальные оппоненты: доктор физико-математических наук, профессор

Штерцер Александр Александрович

кандидат технических наук, доцент Атавин Аркадий Анатольевич

Ведущая организация: Институт горного дела СО РАН,

г. Новосибирск

Защита состоится 27 февраля 2012 г. в 15~ часов на заседании диссертационного совета Д 003.054.02 в Институте гидродинамики им. М.А. Лаврентьева СО РАН по адресу: пр. акад. Лаврентьева, 15,

г. Новосибирск, 630090.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Института гидродинамики им. М.А. Лаврентьева СО РАН.

Автореферат разослан « > января 2012 г.

Ученый секретарь диссертационного совета

д.ф.-м.н., доцент

В.Д. Кургузов

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы диссертации. Одним из перспективных направлений в области обработки конструкционных материалов является использование высоких гидравлических давлений. Среди таких технологий наибольшее применение находят гидроструйная резка, гидродинамическая листовая штамповка, гидростатическое и гидродинамическое прессование порошков.

Для реализации указанных технологических процессов в качестве источника сверхвысокого давления (0.1 ... 1 ГПа) применяются поршневые агрегаты: механические насосы, гидромультипликаторы, гидродинамические машины - пневматические и пороховые пушки. Давление рабочей жидкости этих агрегатов используется или непосредственно для обработки материалов в замкнутом объёме (гидродинамическая штамповка, гидростатическое и гидродинамическое прессование порошков), или для создания высоконапорной струи технологического назначения (гидроструйная обработка).

Сложность анализа гидродинамических процессов и проектирования поршневых насосных агрегатов высокого давления заключается в необходимости комплексного учёта зависимостей физических характеристик рабочей жидкости - плотности и вязкости от давления и температуры, нагрева жидкости при её утечках через поршневые зазоры, радиальных деформаций деталей поршневых пар, наличия вредных объёмов, нестационарности гидродинамических процессов. Необходимость оптимального проектирования конструкций требует создания математических моделей, определяющих гидродинамику этих агрегатов и их основные технические характеристики. Существующие методы расчёта агрегатов высокого давления используют, как правило, некоторые упрощающие предположения и не учитывают взаимосвязанные изменения физических характеристик рабочих жидкостей и деформации деталей поршневых пар при течении жидкостей в узких поршневых зазорах.

В связи с этим анализ сравнительно мало изученной гидродинамики поршневых агрегатов представляет собой актуальную проблему в технике высоких гидравлических давлений. Особо важным является исследование и разработка отсутствующих в настоящее время серийных механических насосов с рабочим давлением 0.4 ... 0.6 ГПа и щелевым уплотнением поршневых пар для гидроструйной резки листовых материалов.

В настоящей работе исследуются гидродинамические процессы в поршневых насосных агрегатах, необходимая герметичность рабочих полостей которых обеспечивается щелевыми уплотнениями — малыми зазорами в поршневых парах. При этом учитываются все вышеперечисленные факторы, определяющие сложность и особенность расчёта гидросистем высокого давления. Основное внимание уделяется насосным агрегатам для водоструйной резки листовых материалов.

Целью работы является исследование гидродинамических процессов в рабочих полостях насосных агрегатов сверхвысокого давления (0.1...0.6 ГПа), предназначенных для гидроструйной обработки материалов, с разработкой методики расчета технических характеристик и обоснованием рациональных конструктивных решений поршневых насосов с щелевыми уплотнениями.

Методы исследований. Теоретические исследования выполнены путем математического моделирования с использованием интегральных тождеств и применением известных схем численного интегрирования. В экспериментальной части применялись методы компьютерного моделирования.

Достоверность научных положений и выводов, содержащихся в работе, определяется использованием фундаментальных уравнений механики жидкостей (Навье-Стокса, неразрывности, энергии, состояния), теорий упругости и теплообмена с применением методов вычислительной математики, подтверждением полученных результатов (там, где возможно) с результатами других авторов.

На защиту выносятся:

- решение задачи о расходе утечек маловязкой жидкости, в частности воды, через щелевые уплотнения поршневых пар насосных агрегатов сверхвысокого давления (0.1...0.6 ГПа) с учетом радиальных деформаций щелеобразующих деталей, зависимостей сжимаемости, плотности, вязкости жидкости от давления и температуры, условий теплообмена;

- разработанные математические модели гидродинамических процессов в рабочих полостях насосных агрегатов сверхвысокого давления, предназначенных для гидроструйной обработки материалов, и методика расчета основных технических характеристик агрегатов: рабочего (среднего) давления, неравномерности давления, объемного КПД, индикаторной мощности;

- результаты определения оптимальных и обоснования рациональных конструктивных решений для повышения объемного КПД насосных агрегатов сверхвысокого давления с щелевыми уплотнениями.

Научная новизна:

- решена задача о расходе утечек маловязкой жидкости, в частности воды, через щелевые уплотнения поршневых пар насосных агрегатов сверхвысокого давления (0.1...0.6 ГПа) с учетом радиальных деформаций щелеобразующих деталей, зависимостей сжимаемости, плотности, вязкости жидкости от давления и температуры, условий теплообмена, конструктивных особенностей деталей поршневых пар;

- разработаны математические модели гидродинамических процессов в рабочих полостях насосных агрегатов сверхвысокого давления, предназначенных для гидроструйной обработки материалов, и методика расчета основных технических характеристик агрегатов: рабочего (среднего) давления, неравномерности давления, объемного КПД, индикаторной мощности;

- определены оптимальные и обоснованы рациональные конструктивные решения для повышения объемного КПД поршневых насосов сверхвысокого давления с щелевыми уплотнениями.

Практическая значимость работы:

- предложен способ щелевого уплотнения подвижного соединения деталей поршневой пары насосных агрегатов сверхвысокого давления с использованием высокомодульных, например, вольфрамокобальтовых сплавов для указанных деталей и применением поршня с внутренней полостью; указанные технические предложения позволили обеспечить объемный КПД насосов в диапазоне 0,7...0,8 при рабочем давлении 0,4...0,6 ГПа;

- разработана инженерная методика расчета основных технических характеристик насосных агрегатов для гидроструйной обработки;

- даны практические рекомендации для проектирования рациональных конструкций насосных агрегатов сверхвысокого давления для гидроструйной обработки материалов.

Реализация результатов исследований.

Результаты работы реализованы в конструкции насоса высокого давления на 80 МПа с регулируемой подачей за счет изменения вредного (мертвого) объема на предприятии ООО НПФ «Гидромеханика», г. Новосибирск.

Апробация работы. Основные положения работы обсуждались на Всероссийских научных конференциях молодых ученых «НТИ-2007» и «НТИ-2008» (Новосибирск), на Всероссийских научно-практических конференциях «НПО-2008» и «НПО-2009» (Новосибирск), на объединённом семинаре аспирантов факультета летательных аппаратов НГТУ (Новосибирск, 2008), на научно-техническом семинаре факультета летательных аппаратов НГТУ (Новосибирск, 2011), на III научно-практической конференции молодых специалистов и ученых СибНИА им. С.А.Чаплыгина (Новосибирск, 2011), на Международном инновационном молодежном форуме «Интерра-2011».

Личный вклад автора заключается в формулировке общей идеи и цели работы; в обосновании и разработке методики исследования; реализации и анализе разработанной математической модели.

Публикации. Всего по теме диссертации опубликованы 8 научных работ, в том числе: 3 статьи в ведущих рецензируемых научных журналах и изданиях, рекомендованных ВАК РФ; 5 статей в материалах всероссийских конференций.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, пяти глав, заключения, списка использованных источников из 137 наименований. Объем диссертации 126 страниц, включая 28 рисунков и 6 таблиц.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы диссертации, представлены цели и задачи исследования, раскрывается актуальность исследования, новизна полученных результатов, практическая значимость. Приводится перечень вопросов, выносимых на защиту.

В первой главе на основе обзора литературных источников по тематике работы обоснована её актуальность в области технологического использования сверхвысоких гидравлических давлений.

Большой вклад в теорию и практику высоких давлений внесли Э.А. Антонов, П.В. Бриджмен, Л.Ф. Верещагин, Б.В. Войцеховский, В.Г. Кононенко, М.А. Лаврентьев, Г.П. Никонов, Е.В. Поляков, В.Н. Прокофьев, A.A. Семерчан, P.A. Тихомиров, Н. Франц, Д.С. Циклис и др.

Важнейшей задачей при расчёте технических характеристик источников высоких давлений — поршневых гидроагрегатов, в частности, объёмного КПД насосов, является определение расхода (утечек) жидкости через узкую кольцевую щель — поршневой зазор.

При малых перепадах давлений расход несжимаемой жидкости через кольцевой канал для ламинарного режима определяется соотношением Пуазейля, представляющего собой решение уравнения Навье-Стокса; для турбулентного — уравнением Дарси-Вейсбаха, в котором коэффициент гидравлического сопротивления принимается постоянным по известным эмпирическим данным.

При высоких перепадах давления нагревом жидкости за счёт вязкого трения в кольцевом зазоре пренебрегать уже нельзя, и её характеристики (плотность, динамическая вязкость) становятся переменными вдоль потока. Более того, за счёт радиальных деформаций зазорообразующих деталей переменной по длине становится и величина зазора. Комплексный учёт этих факторов приводит к существенному усложнению задачи о расходе жидкости через кольцевую щель.

Для уменьшения утечек жидкости из рабочего объёма поршневых насосов высокого давления применяют различные контактные уплотнения подвижного соединения "поршень-цилиндр". Основным недостатком таких уплотнений является большая сила трения в поршневой паре, приводящая к дополнительному нагреву агрегата, уменьшению его механического КПД, износу контактирующих поверхностей.

Указанные недостатки контактных уплотнений сводятся к минимуму при использовании щелевых уплотнений — малых зазоров в поршневых парах. Меньший износ деталей поршневых пар с щелевым уплотнением обусловлен тем, что при соответствующей очистке рабочей жидкости абразивные частицы свободно проходят через щель в потоке утечек. Таким образом, применение бесконтактных щелевых уплотнений подвижных соединений приводит к повышению надежности поршневых агрегатов.

В последнее время в промышленности всё чаще применяются технологии, в которых энергия струи жидкости, истекающая под высоким давлением из профилированного насадка (сопла), используется при бурении скважин, для разрушения угольных пластов и горных пород, гидроимпульсной пробивки отверстий, гидроструйной резки материалов.

Гидроструйная резка - прогрессивный высокотехнологичный метод обработки, применяется для раскроя бумаги, картона, тканей, древесины, кожи, резины, асбеста, пластмасс, металлизированных пластиков, оргстекла, керамики, гранита и мрамора, бетона и железобетона, цветных сплавов, нержавеющих и жаропрочных сталей, твердых и титановых сплавов. В качестве технологического оборудования наибольшее применение находят универсальные программно-управляемые станки гидроабразивной резки, оснащенные мультипликаторным насосным агрегатом, имеющим контактные уплотнения поршневых пар, с рабочим давлениемр = 0.2...0.4 ГПа, диаметром сопла 0,1. ..0,5 мм и скоростью истечения струи 600. ..850 м/с.

Следует отметить, что сведений о серийных гидроагрегатах на давление

0.4...0.6 ГПа в литературе нет. В связи с этим определение возможностей насосных агрегатов с бесконтактными щелевыми уплотнениями особенно быстроходных механических насосов с давлением 0.4...0.6 ГПа является важной задачей в области техники и технологического использования высоких давлений. При этом особое значение приобретает анализ гидродинамических процессов, происходящих в рабочих полостях насосных агрегатов и определяющих их технические характеристики: среднее (рабочее) давление, объёмный КПД, неравномерность выходного давления, потребляемую мощность, длительность неустановившегося режима.

С учётом вышеизложенного в настоящей работе были поставлены следующие основные задачи:

- определить расход и изменение давления при неизотермическом течении вязкой жидкости через узкую кольцевую щель с учётом радиальных деформаций щелеобразующих деталей для ламинарного и турбулентного режимов с предварительной аппроксимацией зависимостей сжимаемости, плотности и вязкости от температуры и давления;

- провести анализ влияния конструктивного исполнения деталей поршневой пары на величину расхода утечек и предложить оптимальные конструктивные решения для реальных насосов сверхвысокого давления;

- проанализировать процессы теплообмена при вышеуказанном течении жидкости через узкую щель с учётом охлаждения щелеобразующих деталей;

- показать возможности обеспечения высокого объемного КПД насосов сверхвысокого давления с щелевыми уплотнениями деталей поршневых пар;

- разработать математические модели гидроагрегатов высокого давления

- гидромультипликаторов, механических насосов, гидродинамических машин с щелевым уплотнением рабочих полостей;

- на основе разработанных моделей провести анализ влияния кинематических параметров гидроагрегатов на их основные технические характеристики;

-разработать вариант насосного агрегата на рабочее давление 0.4...0.6 ГПа для водоструйной резки листовых материалов.

Во второй главе исследуется процессы течения жидкостей через профилированные насадки и кольцевые щели.

Основными характеристиками рабочих жидкостей, влияющими на вышеуказанные процессы, являются сжимаемость к, плотность р и динамическая вязкость г/. Аппроксимирующие зависимости для этих величин были приняты в следующем виде:

к(р) = к0Ц\ + ар), (1)

' '

р(р, Т) = Ро(1 + оср)к°/ “ ехр

\-ъ{г у

г?(Р,Т) = г]оЫ Р

8р-

а2Т \ + Ь2Т

(2)

(3)

где Аг0 - сжимаемость при атмосферном давлении, 8 - пьезокоэффициент вязкости.

В табл. 1 представлены для воды параметры вышеприведенных уравнений, полученные обработкой имеющихся экспериментальных данных в диапазоне избыточных давленийр = 0... 1 ГПа и температур Т= 0.. ,200°С.

Ро По ^0 а 6 а\ Ъх а2 Ь2

кг/м3 мПа-с ГПа1 град-1

1-Ю3 1.79 0.45 3.0 0.5 0.3-10'3 3-Ю'3 34-10‘3 8.5-10’3

Из уравнения Бернулли с учетом зависимости плотности от давления р перед соплом получено соотношение для теоретической скорости истечения жидкости из сопла при сверхвысоком перепаде давлений:

( 2 Рг Ф ' 1/2 '2[{\ + ар){а~ко)1а -Ц 1/2

V р(0,Т)(а-к0) )

Из (4) следует, что свойство жидкости сжиматься под внешним давлением приводит к уменьшению скорости ее истечения из сопла, и это уменьшение для воды, например, в диапазоне давлений 0.4...0.6 ГПа составляет

3.3...4.4%. Так как р пропорционально и2, пренебрежение сжимаемостью может дать ошибку при расчете давлений вышеуказанного диапазона в 7...9%.

Рассмотрена задача о продолжительности опорожнения ресивера находящегося под начальным давлением р$, при этом получено дифференциальное уравнение, решение которого определяет закон уменьшения давления от времени и продолжительность спада избыточного давления от р0 до нуля.

Проведен анализ течения жидкости с определением её расхода в узкой кольцевой концентрической щели под действием перепада давлений ^Р-Р1~Р2’ гДе Р\ ~ давление на входе в щель, р2 - давление на выходе (рис. 1). Такое течение имеет место, например, в радиальном зазоре поршневой пары насосов при избыточном (в сравнении с атмосферным) давлении р2=0.

т = ту +

За счёт вязкого трения жидкость в зазоре нагревается. Зависимость температуры жидкости от давления р в зазоре принималась в виде

^Р\-Р1, (5)

рс

Здесь 7} - температура жидкости на входе в зазор; с - удельная теплоёмкость жидкости; е - безразмерный коэффициент, учитывающий долю работы сил вязкости, идущей на нагревание жидкости.

Массовый расход жидкости Qm при ламинарном течении определяется

уравнением Пуазейля для кольцевого канала:

Qm =

Ttdh (р) dp

(6)

l2v(p,T)dx

где d, h - соответственно внутренний диаметр и ширина щели - радиальный зазор, причём h<s:d; h = h0 - начальный зазор; v = i]lp - кинематическая вязкость жидкости, определяемая из соотношений (2) и (3); р - давление в зазоре.

Для малых давлений градиент давления dp/dx = const = Ар/1 = p\/l, где / - длина щели; ось х направлена в сторону высокого давления.

В случае высоких давлений геометрия зазора и характеристики жидкости изменяются, поэтому градиент давления при Qm = const - величина не постоянная. При локальном изотермическом течении, когда в любом сечении х температура жидкости и, следовательно, её вязкость не изменяются в направлении, перпендикулярном потоку, расход жидкости можно находить интегрированием уравнения для Qm при установленных зависимостях h(p),

?](р,Т), р{р,Т).

В процессе расчета щелевых уплотнений поршневых пар гидромашин сверхвысокого давления был введен безразмерный параметр ц/, определяющий увеличение расхода жидкости через кольцевой зазор при высоком давлении в сравнении с малым р\ —> 0 с учётом радиальных деформаций поршня и цилиндра и зависимости кинематической вязкости от давления и температуры:

7 1 Р\

= = - 1 АрКр ,

QmO Pi Pi О

гДе 0-т ~ массовый расход при высоком перепаде давления; ()т0 - массовый расход при малом перепаде давления (р^ —> 0);

чЗ

ЛР) =

(8)

Лр,т)

Здесь щ, м2, щ - радиальные перемещения зазорообразующих деталей, определяемые известными соотношениями Ламе для толстостенных Р\А „

цилиндров: щ =——уп - наружной поверхности поршня под действием осевого 2Ь

рс1(1-уп) рс!

сжимающего давления р,; гь =-?—■--------М1=-£_

1 2 2Е 3 2Е

1 + к^ 1 /Сц

наружной

поверхности поршня и внутренней поверхности цилиндра соответственно от расклинивающего давления в зазоре, кц = (¡¡Б.

Расчёт профиля давления р(х) в зазоре проводился по соотношению

7=~Р^1~П1Р1 + П2Р^~71^Р'

1 Ч/Р\ О У(р,Т)

vпc^ с1

где «1 - - , «2=----------т~ ~ коэффициенты радиальной податливости

2£Ло Е1ъ(1-к£)

деталей поршневой пары соответственно для сжимающего давления р1 и расклинивающего давления р.

Расчёты, выполненные численным интегрированием уравнений (7), (9), позволили сделать следующие обобщения.

1. Параметр у/ увеличивается с уменьшением начального зазора, однако расход утечек, пропорциональный у/$, уменьшается.

2. Влияние модуля упругости материала поршневой пары на параметр у/ аналогичное влиянию относительного зазора /гд/й?.

3. Параметр у/ существенно уменьшается с применением в качестве материала поршневой пары высокомодульных ВК-сплавов, имеющих модуль упругости почти в три раза больший, чем у сталей.

4. Основную роль в увеличении расхода утечек при высоких давлениях играет не изменение кинематической вязкости рабочей жидкости, а радиальные деформации деталей поршневой пары.

5. Профиль давления в зазоре р(х) имеет вид выпуклой вверх кривой и может быть аппроксимирован функцией

Р*=х!, (10)

где Р*= р/р\, х*=х/1 ~ безразмерные давление и координата, п < 1. Величина п увеличивается (кривая р„ (х*) становится менее выпуклой) с уменьшением

давления рх в поршневой полости и увеличением начального относительного зазора /го/с?. При малых давлениях и = 1.

6. Расчеты показали, что параметр у/ пропорционален рабочему давлению примерно в третьей степени. Именно это обстоятельство - существенное возрастание утечек при высоких давлениях - ограничивает верхний предел рабочих давлений насосов с щелевыми уплотнениями поршневых пар.

7. Приведенные в работе расчетные значения параметра расхода у/(Р[,Ь()/Л) могут быть представлены в виде аппроксимирующих функций:

для поршневой пары из стали (Е = 190...210 ГПа, уп = 0.3)

^1+0.666Р1106^

(*)А0 Е

из вольфрамокобальтового сплава ВК (Е = 550...650 ГПа, Уп = 0.22)

у/ =

(П)

(12)

(ЛЬ М)Е

где [р\ ] = ГПа, [Е] = ГПа.

Значительное снижение параметра у/ и расхода имеет место при использовании в качестве материала деталей поршневой пары высокомодульных вольфрамокобальтовых сплавов, например, сплава ВК20. В

частности, для воды при р\= 0.4 ГПа, /?о/а' = 0.2 -10 3 параметр у/ уменьшается на порядок. Такое уменьшение связано с меньшей радиальной деформацией зазорообразующих деталей.

Отметим, что расчет радиальных перемещений деталей поршневой пары вёлся здесь без учета граничных условий, т.е. в предположении, что они прямо пропорциональны расклинивающему давлению в зазоре.

Также были рассмотрены процессы течения жидкостей через щелевые уплотнения поршневых пар в турбулентном режиме. Было получено соответствующее выражение для параметра у/.

Утечки рабочей жидкости через щелевые уплотнения поршневых пар приводят к нагреву жидкости за счет вязкого трения, уменьшению её вязкости

и, соответственно, снижению объемного КПД насосов. В связи с этим возникает необходимость в охлаждении поршневых пар. Охлаждающая система представляет собой рекуперативный теплообменник, в котором теплота от горячей (рабочей) жидкости к холодной (охлаждающей) передается через стенку цилиндра.

Для оценки доли работы сил вязкого трения, идущей на нагрев рабочей жидкости был выведен среднеинтегральный коэффициент £. В результате дальнейшего анализа получены дифференциальные уравнения, определяющие изменение вдоль оси цилиндра температуры рабочей и охлаждающей жидкости и наружной стенки цилиндра.

(13)

Расчетами установлено, что в связи с большой толщиной стенок

цилиндра эффективность охлаждения мала и значение коэффициента е

составит величину 0,7.. .0,9.

В третьей главе проведено исследование влияния конструкции и радиальных деформаций деталей поршневой пары на величину утечек рабочих жидкостей и объемный КПД насосов сверхвысокого давления х)у, представляющий собой отношение расхода жидкости через сопло к

теоретической производительности насоса.

Получено уравнение

„ ру Г/, . Ма Л

где к(0 - /г/'/./(2(1) — приведенная частота вращения; / — частота вращения приводного вала насоса; £ - ход поршня; р = рср - давление в ресивере;

т ~ %/Уп — относительный вредный объем; Квр, Уп = лсР’Ь/л — соответственно абсолютные вредный и полезный поршневые объемы.

В результате анализа этой зависимости были получены рекомендации для выбора параметров, определяющих объемный КПД.

Для увеличения объемного КПД необходимо уменьшать вредный объем. С этой целью блок распределительных клапанов нужно монтировать на торце цилиндра поршневой пары, а в случае применения полого поршня (см. рис. 2) -в полость устанавливать специальный вкладыш.

Рис. 2. Поршневая пара с щелевым уплотнением и полым поршнем

Для повышения объемного КПД необходимо увеличивать отношение IId и приведенную частоту вращения ка. Наибольшее отношение lld = 5...6 ограничивается технологическими возможностями обработки высокоточных длинномерных деталей поршневой пары. Увеличение параметра к(0 связано с повышением частоты вращения / и отношения хода поршня к его диаметру L/d. Одновременное увеличение этих величин может приводить к запаздыванию срабатывания распределительных клапанов, чрезмерному возрастанию инерционных сил и вибраций. Рекомендуется принимать L/d = 1.5...2, / = 16 с' или / = 24 с'1 с использованием асинхронных

электродвигателей с синхронной частотой вращения 1000 мин'1 или 1500 мин *. Для вышеуказанных величин кт = 50...75 с’1.

Для увеличения объемного КПД необходимо уменьшать начальный зазор. С другой стороны, для устранения возможного заклинивания поршня и интенсивного износа деталей поршневой пары из-за наличия в рабочей жидкости абразивных частиц необходимо обеспечить гарантированный начальный поршневой зазор /г0 > /гт|п, где йт|п - наименьший зазор, равный тонкости очистки (фильтрации) рабочей жидкости.

Проведенные расчеты позволили сделать следующие выводы о диапазонах рабочих давлений насосов с щелевыми уплотнениями поршневых пар и работающих на маловязких жидкостях, например, воде:

1. В связи с малой быстроходностью мультипликаторных насосов {ке)< 6) диапазон их рабочих давлений при объемном КПД т]у > 0.7 составляет р = 0.1...0.35 ГПа.

2. В диапазоне давлений р = 0.35...0.6 ГПа и объемном КПД г/у >0.1 необходимо применять быстроходные механические насосы (ка = 50...15 с'1), высокомодульные, например, вольфрамокобальтовые сплавы для деталей поршневых пар, полую конструкцию поршня, малый поршневой зазор /¡о = 1...3 мкм с соответствующей тонкостью очистки рабочей жидкости.

Была проведена оптимизация конструкции поршня насоса сверхвысокого давления применением полого поршня и определен оптимальный профиль этой полости. В расчетах показано, что с применением полого поршня можно свести к минимуму утечки через поршневой зазор.

Параметр расхода у и профиль давления р(х) в этом случае определяются интегральными соотношениями

где /спл(р) - функция при коэффициентах щ и п2, соответствующих сплошной части поршня; /пол(р) - функция при щ и п2 полой части поршня.

В результате анализа установлено, что различие в эффективности цилиндрической и профилированной полостей несущественно. Учитывая к тому же технологические сложности обработки профилированных внутренних поверхностей, предпочтительным для практического применения является поршень с цилиндрической полостью.

Проведенные численные расчеты позволили сделать следующие обобщения.

1. Наличие оптимальной цилиндрической полости в поршне уменьшает утечки через щелевое уплотнение поршневой пары в 1.5...2 раза, причем

(14)

(15)

эффективность такого уплотнения возрастает с увеличением рабочего давления Рі и уменьшением относительного начального зазора /с/.

2. Параметры оптимальной цилиндрической полости слабо зависят от р1 и /*0/<1, и в диапазонах давлений р\ =0.2...0.6 ГПа и относительных зазоров йо/с/ = (0.1...0.3)-10_3 имеют значения е?0/г/ = 0.7...0.75 и 11ор1 = (0.55...0.68)/.

При расчете параметра у/ для полого поршня принималось ступенчатое изменение параметров щ и «2 в сечении х = 1-\. В действительности их изменение происходит плавно и зона уменьшенного зазора будет больше эффективной длины полости /] примерно на с1!2. Это приведет к дополнительному уменьшению расхода утечек. '

Выполнена оценка влияния конструктивного исполнения поршневой пары и клапанного блока на расход утечек через щелевое уплотнение.

Схема поршневой пары с клапанным блоком показана на рис.З.

Рис. 3. Поршневая пара с щелевым уплотнением: 1 - поршень; 2 - цилиндр; 3 - клапанный блок

Приведенные выше расчеты у/ и р(х) для сплошного и полого поршня основались на предположении о том, что радиальные перемещения поршня и цилиндра подчиняются соотношениям Ламе, т.е. прямо пропорциональны расклинивающему давлению в зазоре. Между тем, в сечении х = 0 давление изменяется скачком, и, несмотря на то, что р2=0, перемещения не равны нулю. Таким образом, на участках х = 0...~В/2 для цилиндра их = 0...~с!/2 для поршня составляющие радиальных перемещений будут больше перемещений Ламе, что приведет к некоторому увеличению параметра у/.

Отметим, что расчет перемещений с учетом краевых условий - задача весьма сложная. Эта сложность обусловлена, прежде всего, тем, что искомые

перемещения зависят от профиля давления р(х), который в свою очередь определяется указанными выше перемещениями.

Данная задача решалась в настоящей работе методом последовательных приближений.

Полученные в результате расчетов распределения относительных деформаций поршня и цилиндра представлены на рис. 4.

Рис. 4. Распределение относительных деформаций и!с1 поршня и цилиндра вдоль оси х: кривые 1- при полубесконечном цилиндре; 2 - при глухом цилиндре; 3 - при глухом цилиндре (поршень в верхней мертвой точке (ВМТ)); 4 - при сжатом цилиндре; 5 - при сжатом цилиндре (поршень в ВМТ)

Расчеты производились в следующей последовательности;

1. С использованием математической модели в предположении, что перемещения деталей поршневой пары пропорциональны давлению в зазоре, было получено распределение давления по длине поршневого зазора.

2. Это давление прикладывалось к конечно-элементным моделям поршня и цилиндра для вычисления радиальных перемещений.

3. Полученная величина поршневого зазора вносилась в математическую модель с целью уточнения распределения давления по длине поршневого зазора.

Эта последовательность повторялась, пока разброс давления в соседних итерациях не снижался до 2...3%.

Радиальные перемещения деталей поршневой пары были получены при помощи расчета методом конечных элементов с использованием программного продукта «АЫБУ8 МиШрЬуБкв V. 11.0».

Проведенные расчеты позволили сделать вывод о незначительности различий между величиной истинных деформаций деталей поршневой пары и деформаций, полученных в предположении о том, что радиальные перемещения цилиндра и поршня подчиняются соотношениям Ламе, т.е. прямо пропорциональны расклинивающему давлению в зазоре.

Во-первых, это подтверждает правильность предположений о соответствии профиля зазора профилю давления сделанных в расчетах ранее, и они могут быть использованы без значимой ошибки при расчёте расхода жидкости через кольцевую щель. Во-вторых, расчеты позволяют сделать выбор конструктивной схемы поршневой пары в пользу конструкции с цилиндром жестко соединенным с клапанным блоком диффузионной сваркой или пайкой, как наиболее оптимальной по величине расхода утечек и минимальному вредному объему, уменьшающему объемный КПД насоса.

В четвертой главе проведено математическое моделирование индикаторных свернутых р-х и развернутых р^ диаграмм двухпоршневых механических насосов и мультипликаторов (см. рис. 5,6).

Рис. 5. Схема двухпоршневого насоса (впускные клапаны условно не показаны)

а) б)

Рис. 6. Индикаторные диаграммы двухпоршневых механических насосов и мультипликаторов: а) развернутая р- -диаграмма, б) свернутая р- х* -диаграмма (1,3,4 - давление в поршневой полости, 2,3 - в ресивере)

Работа распределительных клапанов при этом полагалась идеальной: мгновенное и герметичное закрытие впускного и нагнетательного клапанов происходит соответственно в нижней (НМТ) и верхней (ВМТ) мертвых точках, нагнетательный клапан открывается при равенстве давлений в поршневой полости и ресивере.

В начале и конце цикла давление в ресивере р^. Моменту времени открытия клапана г соответствуют давление рг и перемещение хт. Величина

х* = *7кР хаРактеРизУет объемный КПД, связанный с наличием вредного объема.

Математическое моделирование включало: постановку задачи, создание математической модели, численный расчет и обобщение результатов. Была получена система безразмерных дифференциальных уравнений, определяющих изменение давления в течение цикла и представляющих собой условия неразрывности сжимаемой жидкости:

¿р (1 + а/0Г''.-е.уг(1 + «РГ*°/а] Л п

кривая 1: — =-----------------------------------, - О, р — 0 (16)

&и къ(\ + м-х+)

„ ф (1 +ар)1~к°/а<2,с , _п________________

кривая 2: — =------------------------------------------------------------------, - 0, р - р0 (Ч)

а?» А.'о и1

кривая 3: -— =

¿р (1 + ар)\г!у?\\ - (0,уг + 2*с)(1 + ар)

Гко/а

ё/, £0(1 + /и + и'-х»)

ф (1 +а/ф,-6,^(1+ а7>Г*б/а]

кривая 4: — =---------ь—------------------,<* = 1, Р = Ро С19)

(1/, к0(1 + т-Хъ)

„ -2^1* Л .

Здесь х* = вш V, = —$,\ъжи - относительное перемещение и

скорость поршня соответственно механического эксцентрикового насоса;

= —п(Ь)! А) ру— _ бе3размерНЫй расход утечек; т - относительный ^ 12(//с/)^(0,71) ^ Р н 7

вредный объем; 2*с = кс[(1 +ар)1~к°/а - безразмерный расход

жидкости через сопло; кс = —/\(-----------— | - безразмерный параметр,

С к^Ур^Ща-ко))

определяющий взаимосвязь геометрических характеристик сопла и поршневой пары; ¡л - коэффициент расхода сопла; Д. - площадь выходного отверстия сопла; Ус, и’= Ус/Уп - абсолютный и относительный объем ресивера.

Система дифференциальных уравнений, а также соотношения для различных параметров процесса с соответствующими начальными условиями

является математической моделью насосных агрегатов сверхвысокого давления, предназначенных для гидроструйных технологий.

Реализация этой модели, заключающаяся в численном интегрировании системы безразмерных дифференциальных уравнений позволяет определить основные технические характеристики проектируемых насосов: рабочее (среднее) давление, неравномерность давления, объемный КПД, индикаторную мощность.

В работе разработана инженерная методика расчета насосных агрегатов для гидроструйной резки без использования вышеуказанной математической модели. Исходными данными при проектировании (расчете и конструировании) насосных агрегатов для водоструйной резки являются рабочее (среднее) давление Рср и диаметр сопла dc, зависящие от толщины /гм разрезаемого материала.

В процессе инженерного расчета последовательно определяются основные параметры насосных агрегатов: rfy , ijfJ1, т„, рт, неравномерность давления SP = (Ртах - Р mm)I Рср > индикаторная мощность ЛГИНД.

В табл. 2 приведены результаты расчета механического насоса по инженерной методике и посредством математического моделирования при следующих исходных данных: 7] = 20°С, г/2о = 1 мПа-с, / = 24 с'1 (1440 об/мин), L/d - 2, km = ISA с'1, Ijd = 5.5, h^jd = 0.2-10'3, w = 50, материал деталей поршневых пар - сплав ВК (Е = 610 ГПа, vn - 0.22), е = 0.8, кц = 1/3, m = 0.5, кс = 0.68.

Таблица 2.

Метод расчета Ро Рт г. Ртах Рср ^Агах ’Jr Ро N vr *'инд KN—pr Л)бг

Рх

Математическое моделирование 0.511 0.490 0.290 0.194 1.015 0.507 0.816 0.933 0.743 0.68 0.959 0.853

Инженерный расчет 0.510 0.490 0.286 0.189 - 0.500 - 0.926 0.780 0.72 0.957 0.847

Из таблицы видно, что инженерный расчет даёт удовлетворительное совпадение с результатами математического моделирования.

На следующем этапе инженерного расчета проводится расчет на прочность основных элементов конструкции насоса. В частности, в работе приведен пример расчета на прочность цилиндра под действием внутреннего давления Р1 как наиболее нагруженного элемента. Было показано, что коэффициент запаса прочности цилиндра из сплава ВК20 для рассматриваемого случая является приемлемым и составляет п = 2.3.

В пятой главе показана конструкция разработанного по полученным данным двухпоршневого эксцентрикового насосного агрегата с механическим

насосом с параметрами с/с= 0.2 мм, ррад = 0.4...0.5 ГПа и предназначенного

для безабразивной водоструйной резки листовых материалов.

Импортные и отечественные насосные агрегаты выполнены обычно по мультипликаторной схеме с рабочим давлением до 0.4 ГПа. При той же производительности они имеют большие потери на трение в поршневой паре в связи с применением контактных уплотнений, меньший ресурс, а также большие габариты, металлоемкость (общий вес агрегата порядка 1000 кг против 200 кг) и соответственно стоимость.

Основные результаты и выводы

Получены следующие основные результаты.

1. Решена задача о расходе утечек маловязкой жидкости, в частности воды, через щелевые уплотнения поршневых пар насосов сверхвысокого давления (0.1...0.6 ГПа) с учетом радиальных деформаций щелеобразующих деталей, зависимостей сжимаемости, плотности, вязкости жидкости от давления и температуры, условий теплообмена.

2. Разработаны математические модели гидродинамических процессов в рабочих полостях насосных агрегатов сверхвысокого давления, предназначенных для гидроструйной обработки материалов, и методика расчета основных технических характеристик агрегатов: рабочего (среднего) давления, неравномерности давления, объемного КПД, индикаторной мощности.

3. Определены оптимальные и обоснованы рациональные конструктивные решения для повышения объемного КПД поршневых насосов сверхвысокого давления с щелевыми уплотнениями.

4. Предложен способ щелевого уплотнения подвижного соединения деталей поршневой пары насосов сверхвысокого давления с использованием высокомодульных, например, вольфрамокобальтовых сплавов для указанных деталей и применением поршня с внутренней полостью.

5. Разработана инженерная методика расчета основных технических характеристик насосных агрегатов для гидроструйной обработки.

6. Даны практические рекомендации для проектирования рациональных конструкций насосов сверхвысокого давления для гидроструйной обработки материалов.

Основные результаты диссертации опубликованы в работах:

1. Белоусов В. С., Смирнов Д. Н. Математическое моделирование индикаторных диаграмм поршневых насосов сверхвысокого давления // Науч. вестн. НГТУ. - Новосибирск: изд-во НГТУ. - 2008. - №2(31). - С. 59 - 70.

2. Белоусов В. С., Смирнов Д. Н. Неравномерность сверхвысокого давления при гидроструйной резке // Науч. вестн. НГТУ. - Новосибирск: изд-во

НГТУ. - 2008. - №3(32). - С. 149- 155.

3. Смирнов Д. Н. Влияние деформаций деталей поршневой пары насосов сверхвысокого давления на величину утечек рабочей жидкости через щелевое уплотнение // Науч. вестн. НГТУ. - Новосибирск: изд-во НГТУ. - 2011. -№1(42).-С. 176- 180.

4. Смирнов Д. Н. Расчет и оптимизация щелевых уплотнений поршневых насосов сверхвысокого давления // «НАУКА. ТЕХНОЛОГИИ. ИННОВАЦИИ»: Материалы всероссийской научной конференции молодых ученых в 7-ми частях. - Новосибирск: изд-во НГТУ. - 2008. Часть 2. - С. 22 - 24.

5. Смирнов Д. Н. Численное моделирование гидромеханических процессов в поршневых насосах сверхвысокого давления при гидроструйной резке // «Наука. Промышленность. Оборона»: Труды IX всероссийской научнотехнической конференции. - Новосибирск: изд-во НГТУ. - 2008. - С. 60 - 62.

6. Смирнов Д. Н. Численное моделирование гидромеханических процессов в поршневых насосах сверхвысокого давления при гидроструйной резке // «НАУКА. ТЕХНОЛОГИИ. ИННОВАЦИИ»: Материалы всероссийской научной конференции молодых ученых в 7-ми частях. - Новосибирск: изд-во НГТУ. -2007. Часть 1. - С. 151 - 154.

Отпечатано в типографии Новосибирского

государственного технического университета 630092, г. Новосибирск, пр. К. Маркса 20, тел. 346-08-57 формат 60х84\16, объём 1,0 п.л., тираж 100 экз., заказ № 207 подписано в печать « 18 » января 2012 г.

Текст научной работы диссертации и автореферата по механике, кандидата технических наук, Смирнов, Дмитрий Николаевич, Новосибирск

61 12-5/3772

На правах рукописи

Смирнов Дмитрий Николаевич

ДИНАМИКА НАСОСНЫХ АГРЕГАТОВ СВЕРХВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЯ ДЛЯ ГИДРОСТРУЙНОЙ ОБРАБОТКИ МАТЕРИАЛОВ

Специальность 01.02.06. - " Динамика, прочность машин, приборов и

аппаратуры"

ДИССЕРТАЦИЯ на соискание ученой степени кандидата технических наук

Научный руководитель: к.т.н., доцент B.C. Белоусов

Новосибирск - 2012

Оглавление

Введение.......................................................................................4

Глава I. Анализ исследований в области техники и технологического применения сверхвысоких гидравлических давлений..........................9

Глава II. Течение жидкостей через профилированные насадки и кольцевые щели...........................................................................27

2.1. Физические характеристики рабочих жидкостей..........................27

2.2. Течение жидкостей через профилированные насадки (сопла)

при сверхвысоких перепадах давлений.......................................31

2.3. Течение жидкостей через кольцевые щели в ламинарном

режиме...............................................................................37

2.4. Течение жидкостей через кольцевые щели в турбулентном

режиме...............................................................................52

2.5. Теплообменные процессы в поршневых парах гидромашин............58

Глава III. Влияние конструкции и радиальных деформаций деталей

поршневой пары на величину утечек рабочих жидкостей и

объемный КПД насосов сверхвысокого давления..............................64

3.1. Объемный КПД поршневых гидромашин...................................64

3.2. Оптимизация конструкции поршня насоса сверхвысокого давления.............................................................................70

3.3. Влияние конструктивного исполнения поршневой пары и клапанного блока на расход утечек через щелевое уплотнение..................79

Глава IV. Математическое моделирование индикаторных диаграмм и инженерный расчет поршневых насосных агрегатов

для гидроструйных технологий......................................................86

4.1. Виды индикаторных диаграмм насосных агрегатов сверхвысокого давления.........................................................86

4.2. Математическое моделирование индикаторных диаграмм насосных агрегатов сверхвысокого давления и их реализация..........93

4.3. Инженерный расчет основных характеристик насосных

агрегатов...........................................................................100

Глава V. Насос для гидроструйной резки.......................................104

Общие выводы............................................................................114

Список использованных источников.................................................115

Введение

Одним из перспективных направлений в области обработки конструкционных материалов является использование высоких гидравлических давлений. Среди таких технологий наибольшее применение находят гидроструйная резка, гидродинамическая листовая штамповка, гидростатическое и гидродинамическое прессование порошков.

В настоящей работе исследуются гидродинамические процессы в поршневых насосных агрегатах, необходимая герметичность рабочих полостей которых обеспечивается щелевыми уплотнениями - малыми зазорами в поршневых парах. При этом учитываются все вышеперечисленные факторы, определяющие сложность и особенность расчёта гидросистем высокого давления. Основное внимание уделяется насосным агрегатам для водоструйной резки листовых материалов.

Научная новизна работы состоит в следующем:

- решена задача о расходе утечек маловязкой жидкости, в частности воды, через щелевые уплотнения поршневых пар насосов сверхвысокого давления (0.1...0.6 ГПа) с учетом радиальных деформаций щелеобразующих деталей, зависимостей сжимаемости, плотности, вязкости жидкости от давления и температуры, условий теплообмена, конструктивных особенностей деталей поршневых пар;

Практическая значимость работы заключается в следующем:

- предложен способ щелевого уплотнения подвижного соединения деталей поршневой пары насосных агрегатов сверхвысокого давления с использованием высокомодульных, например, вольфрамокобальтовых сплавов для указанных деталей и применением поршня с внутренней полостью; указанные технические предложения позволили обеспечить объемный КПД насосов в диапазоне 0,7.. .0,8 при рабочем давлении 0,4.. .0,6 ГПа;

Реализация результатов исследований.

На защиту выносятся:

- решение задачи о расходе утечек маловязкой жидкости, в частности воды, через щелевые уплотнения поршневых пар насосов сверхвысокого давления (0.1...0.6 ГПа) с учетом радиальных деформаций щелеобразующих деталей, зависимостей сжимаемости, плотности, вязкости жидкости от давления и температуры, условий теплообмена, конструктивных особенностей деталей поршневых пар;

- результаты определения оптимальных и обоснования рациональных конструктивных решений для повышения объемного КПД насосов сверхвысокого давления с щелевыми уплотнениями.

Апробация работы. Основные положения работы обсуждались на Всероссийских научных конференциях молодых ученых «НТИ-2007» и «НТИ-2008» (Новосибирск), на Всероссийских научно-практических конференциях «НПО-2008» и «НПО—2009» (Новосибирск), на Объединённом семинаре аспирантов факультета летательных аппаратов НГТУ (Новосибирск, 2008), на научно-техническом семинаре факультета летательных аппаратов НГТУ (Новосибирск, 2011), на III научно-практической конференции молодых специалистов и ученых СибНИА им. С.А.Чаплыгина (Новосибирск, 2011), на Международном инновационном молодежном форуме «Интерра-2011».

Глава I. Анализ исследований в области техники и технологического применения сверхвысоких гидравлических давлений

Приведём краткий анализ исследований отечественных и зарубежных учёных в области техники и технологического использования высоких гидравлических давлений, ограничиваясь работами, имеющими отношение к рассмотренным в настоящей диссертации задачам.

Большой вклад в теорию и практику высоких давлений внесли Э.А. Антонов, П.В. Бриджмен, Л.Ф. Верещагин, Б.В. Войцеховский, В.Г. Коно-ненко, М.А. Лаврентьев, Г.П. Никонов, Е.В. Поляков, В.Н. Прокофьев, A.A. Семерчан, P.A. Тихомиров, Н. Франц, Д.С. Циклис и др.

Основополагающими в области высоких давлений являются исследования зависимостей физических характеристик жидкостей (сжимаемости, плотности, динамической вязкости) от давления и температуры. Наиболее полно в диапазоне давлений 0.1 ... 1 ГПа такие зависимости установлены для воды [21, 85, 106]. Для других жидкостей, применяемых в гидросистемах (масел, спиртов, водных растворов глицерина [88] и полимеров), аналогичные сведения имеют неполный характер, что, несомненно, сдерживает развитие расчётных методов в области техники высоких давлений.

Важнейшей задачей при расчёте технических характеристик поршневых гидроагрегатов, в частности, объёмного КПД насосов, является определение расхода (утечек) жидкости через узкую кольцевую щель - поршневой зазор.

При малых перепадах давлений расход несжимаемой жидкости через кольцевой канал для ламинарного режима определяется соотношением Пуа-зейля, представляющего собой решение уравнения Навье-Стокса [63]; для турбулентного - уравнением Дарси-Вейсбаха [60], в котором коэффициент гидравлического сопротивления принимается постоянным по известным эмпирическим данным [48, 60].

При высоких перепадах давления нагревом жидкости за счёт вязкого

трения в кольцевом зазоре пренебрегать уже нельзя, и её характеристики (плотность, динамическая вязкость) становятся переменными вдоль потока. Более того, за счёт радиальных деформаций зазорообразующих деталей переменной по длине становится и величина зазора. Комплексный учёт этих факторов приводит к существенному усложнению задачи о расходе жидкости через кольцевую щель.

Подобная задача для ламинарного неизотермического течения жидкости при перепаде давления до 0.1 ГПа решалась В.Н. Прокофьевым [81] и Б.П. Борисовым [70]. При этом вязкость жидкости принималась зависящей от давления и температуры по экспоненциальному закону, а деформации зазорообразующих деталей не учитывались. Как будет показано во второй главе настоящей работы, основную роль в расходе утечек играют именно деформации, поэтому такая методика расчёта при давлениях более 0.1 ГПа приводит к значимым ошибкам.

В работе Е.В. Полякова [79], посвященной исследованию поршневых насосов, разработанных в Институте физики высоких давлений АН СССР и предназначенных для гидростатического прессования порошков [23, 110, 111], задача о расходе через кольцевую щель решалась в предположении ламинарного изотермического течения несжимаемой жидкости и конической формы деформированного внутренним давлением кольцевого канала. Полученное при этом выражение для расхода давало удовлетворительное совпадение с экспериментом при давлениях до 0.2...0.3 ГПа. Применимость данной методики для больших давлений экспериментально не анализировалась.

Для уменьшения утечек жидкости из рабочего объёма поршневых насосов высокого давления применяют различные контактные уплотнения подвижного соединения "поршень-цилиндр". Конструкции таких уплотнений приведены в работах [1, 35, 36, 76, 79, 87, 102, 108] и представляют собой в большинстве случаев наборы колец из эластичных материалов, антифрикционных металлических сплавов, закаленных сталей.

Надежное уплотнение штока гидротрансформатора (мультипликатора),

развивающего давление до 0.3 ГПа, разработано группой сотрудников Института гидродинамики СО АН СССР [35, 36]. Уплотнение состоит из пакета стальных колец-обойм, в полостях которых размещены эластичные уплотняющие кольца прямоугольного сечения. Полости обойм сообщаются между собой, а последняя с атмосферой перепускными отверстиями малого диаметра. Это приводит к некоторым утечкам через уплотнение, одинаковому перепаду давления между эластичными кольцами и как следствие их равномерному износу.

Оригинальное уплотнение поршня насоса высокого давления описано в работе [79]. Концевая часть поршня со стороны высокого давления охватывается с малым диаметральным зазором тонкостенной гильзой, выполненной заодно с рабочим цилиндром. При повышении давления в поршневой полости до 0.2...0.3 ГПа гильза деформируется за счёт разности давлений на наружной и внутренней поверхностях и прижимается к уплотняемому поршню. Утечки рабочей жидкости с этого времени становятся весьма малыми, зависящими от величины шероховатостей контактирующих поверхностей.

Основным недостатком всех контактных уплотнений является большая сила трения в поршневой паре, приводящая к дополнительному нагреву агрегата, уменьшению его механического КПД, износу контактирующих поверхностей, в том числе, за счёт присутствия в рабочей жидкости абразивных частиц. Особенно велика сила трения в уплотнениях с упругой гильзой: при диаметре поршня 10 мм, длине гильзы 6... 15 мм, давлении 1.5 ГПа сила трения составляет 4.3...8.4 кН [79].

Указанные недостатки контактных уплотнений сводятся к минимуму при использовании щелевых уплотнений - малых зазоров в поршневых парах. Меньший износ деталей поршневых пар с щелевым уплотнением обусловлен тем, что при соответствующей очистке рабочей жидкости абразивные частицы свободно проходят через щель в потоке утечек. Таким образом, применение бесконтактных щелевых уплотнений подвижных соединений приводит к повышению надежности поршневых агрегатов.

Разновидностью щелевых уплотнений являются уплотнения с противодавлением, принцип действия которых заключается в создании давления вязкой уплотнительной смазки в специальной полости на выходе утечек рабочей жидкости из поршневого зазора [2, 3]. Такие уплотнения применены, например, для гидромультипликатора двойного действия с рабочим давлением 0.5 ГПа, предназначенного для гидростатического прессования порошков [42]. Недостатками этих уплотнений являются более сложная конструкция в сравнении с простыми щелевыми, неизбежные утечки уплотнительной смазки и её перемешивание с рабочей жидкостью.

В гидродинамических машинах, применяющихся для листовой штамповки [19, 67], прессова�