Оқу басылымы

«Білім беруді дамытудың федералды институты» федералдық мемлекеттік мекемесі бастауыш кәсіптік білім беру бағдарламаларын іске асыратын білім беру мекемелеріне оқу құралы ретінде

Мәскеу мемлекеттік индустриалдық университетінің «Электротехника, жылу техникасы, гидравлика және энергетикалық машиналар» кафедрасының меңгерушісі, Ресей Білім беру министрлігінің гидравлика жөніндегі ғылыми-әдістемелік комиссиясының төрағасы, техн.ғыл.д-ры, проф. А.А.Шейпак;

Мытищи машина жасау техникумының арнайы пәндер оқытушысы Л.С.Залозная

Л481 Гидравликалық және пневматикалық жүйелер: орта кәсіптік білім беру мекемелерінің студенттеріне арналған оқулық / А.В. Лепешкин, А.А. Михайлин; Ю.А.Беленковтың редакциясымен. – 9-шы басылым, стер. – М. : «Академия» баспа орталығы, 2015. – 336 бет.

Оқулықта гидравлика және термодинамика заңдары қарастырылған, олардың негізінде машина жасауда пайдаланылатын гидравликалық және пневматикалық жүйелер есептелінеді және жобаланады. Осындай жүйелер мен оларға кіретін құрылғыларға сипаттама берілген, олардың техникалық сипаттамалары мен есептеу әдістері бар. Гидравликалық және пневматикалық жүйелерді монтаждау және пайдалану бойынша мәліметтер келтірілген. Оқулық «Машина жасау технологиясы» мамандығы бойынша «Машина бөлшектерін жасаудың технологиялық үдерістерін әзірлеу» (МДК.01.01) атты КМ.01 кәсіптік модулін игеру кезінде қажет. Орта кәсіптік білім беру орындарының студенттеріне арналған. Гидравликалық және пневматикалық жүйелерді жобалау және пайдаланумен айналысатын мамандарға пайдалы болуы мүмкін.

Осы басылымның түпнұсқа-макеті «Академия» баспа орталығының меншігі болып табылады және оның көшірмесін құқық иесінің келісімінсіз кез келген тәсілмен алуға тыйым салынады.

Алғашқы сумен қамту және суландырудың гидравликалық жүйелері адамзатқа біздің заманымыздан бұрынғы дәуірден белгілі. Ежелгі Египет пен Қытайда өзендерге бөгеттер мен су диірмендерін орнатуды, су көтергіш машиналар пайдаланылатын күріш егістіктеріне суару жүйелерін орнатуды меңгерген. Римде б.з.д алты жүз жыл бұрын су құбыры салынған, ол сол кездің өзәнде ол елдің жоғары техникалық мәдениеті болғандығын көрсетеді. Б.з.д. ІІІ ғасырда Архимед су көтеруге арналған машинаны ойлап тапқан, ол «Архимед бұрандасы» деп аталған болатын, ол қазіргі гидравликалық сорғылардың бастапқы нұсқасы болып табылады. Адамзат желдің күшін өте ертеден бастап пайдалана білгендігіне қарамастан, алғашқы пневматикалық жүйелер гидравликалық жүйелерге қарағанда біршама кешірек пайда болды. Б.з. XVІІІ ғасырында ғана Германияда «ауа мен газ қозғалысына» арналған машина жасалды. Ғылым мен техниканың даму жылдамдығына қарай, гидравликалық және пневматикалық жүйелер шыңдалып, олардың практика жүзінде қолданылу аясы біршама кеңейе түсті. Қазіргі уақытта гидравликалық, пневматикалық жүйелерді сумен жабдықтауда және мелиорациялауда, машина жасау мен металлургияда, көліктің барлық түрлері мен құрылыста пайдаланады. Заманауи техниканың дамуында гидравликалық және пневматикалық жетектер технологиялық үдерістерді және әр түрлі нысандарды басқару үдерістерін механикаландыру және автоматтандырудың негізгі құралы ретінде ерекше маңызды орынға ие. Атқарушы құрылғылар ретінде мұндай жетектерді білдектер мен автоматтандырылған тораптарда, роботтар мен манипуляторларда, автокөлікті, ұшақты және т.б. басқару жүйлерінде пайдаланады. Гидравликалық және пневматикалық жүйелердің техникалық жетілуі іргелі ғылыми әзірленімдерсіз жүруі мүмкін емес екендігі айқын, оның негізін Архимедтің «Денелердің жүзуі туралы» трактаты қалады. XV-XVІІ ғасырларда Леонардо да Винчидің, Г.Галилейдің, И.Ньютонның еңбектерінде сұйықтықтың тепе-теңдігі мен қозғалысының жекелеген заңдары қалыптастырылды, ал XVІІІ ғасырдың ортасында Д.Бернулли мен Л.Эйлер гидромеханиканың ғылым ретіндегі теориялық негіздерін қалады. ХІХ-ХХ ғасырларда гидромеханика Дж.Г.Стокс, О.Рейнольдс, Н.Е.Жуковский, Н.П.Петров, Л.Прандтль және басқа да ғалымдардың еңбектерінде әрі қарай дами түсті. Бұл кезең техниканың қауырт дамуымен ерекшеленеді, және сондықтан гидромеханика бойынша еңбектерде басты назар практикалық қызығушылық туындататын мәселелерге аударылған. Сұйықтықтың ашық және жабық арналарда қозғалуы мен тепе- теңдігінің заңдарын қарастыратын гидромеханика тарауы және техникалық мәселелерді шешуге бағытталған қолдану тәсілдері қалыптасты. Гидромеханиканың бұл тарауына «гидравлика» деген атау берілді. Осы гидравлика термодинамикамен және газ қозғалысының заңдарын зерттейтін газ динамикасымен бірге қолданбалы ғылым ретінде заманауи гидравликалық және пневматикалық жүйелердің элементтерін есептеу және жобалау үшін ғылыми негіз болып табылады. Осы оқулықта гидравликаның, термодинамика мен газ динамикасының заңдары қарастырылады және әрекет қағидасы осы заңдарға негізделген әр түрлі гидравликалық және пневматикалық құрылғылардың жұмысы сипатталады. Осы құрылғылардың негізіндегі гидравликалық және пневматикалық жүйелердің құрылыс әдістері көрсетіледі. Құбыр желілерінің, гидравликалық және пневматикалық машиналардың, гидравликалық және пневматикалық жетектерді бақылау және басқару элементтерінің негізгі параметрлерін есептеу әдістері беріледі.

Сұйықтықтардың тепе-теңдігі мен қозғалысын, сондай-ақ сұйықтық пен ол ағатын беттің немесе дененің арасындағы өзара әрекеттестікті зерттейтін механика тарауы «сұйықтық механикасы» немесе «гидромеханика» деп аталады. «Сұйықтық» термині гидромеханикада орыс тілінде қабылданған мәніне қарағанда барынша кең мағынаға ие. «Сұйықтық» ұғымына кез келген күш әрекетінен -өз формасын әзгертуге қабілетті барлық денелер жатқызылады. Сондықтан бұл терминмен тек қарапайым (тамшылық) сұйықтықтар ғана емес, газдар да түсіндіріледі. Олардың айырмашылығына қарамастан, тамшылық сұйықтықтар мен газдардың белгілі бір жағдайдағы қозғалыс заңдарын бірдей деп есептеуге болады. Осы шарттардың негізгісі қозғалыс жылдамдығының дыбыс жылдамдығымен салыстырғандағы шағын мәні болып табылады. Гидромеханиканың қолданбалы тарауларының бірі – гидравлика, ол техникалық міндеттер мен мәселелердің белгілі бір ауқымын шешеді. Бұл тараудың қолданбалы сипатын «гидравлика» сөзінен көруге болады, ол hydor – су және aulos – түтік деген екі грек сөзінен құралған. Сондықтан гидравлика сұйықтықтардың қозғалыс және тепе-теңдік заңдары туралы, осы заңдардың практикалық міндеттерді шешу мақсатында қолданылуы туралы ғылым ретінде қарастырылады. Гидравлика, бірінші кезекте, сұйықтықтардың әр түрлі арналар арқылы ағуын, яғни, қабырғалармен шектелген ағындарды зерттейді. «Арна» ұғымына біз ағынды шектейтін барлық құрылғыларды жатқызамыз, оның ішінде құбыр желілері, сорғылардың су жүретін бөліктері, саңылаулар және гидравликалық жүйелердің басқа элементтері бар. Осылайша, гидравликада негізінен ішкі ағыстар зерттеледі және «ішкі» міндеттер шешіледі. Қозғалмалы денелерді ауа немесе сұйық орта арқылы айналып өтумен байланысты сыртқы ағыстар аэрогидромеханикада қарастырылады, ол қазіргі уақытта авиация, авто және кеме құрылысының қажеттіліктеріне байланысты біршама дами түсті. Аэрогидромеханика, зерттеулер мен практикалық қолданыстың біршама ауқымды саласы болғандықтан, маңызды болып табылады, алайда бұл оқулықта ол қарастырылмайды. Практикалық гидравлика ашық арналардағы (өзендер, арналар, суағарлар) арынды ағыстарды да, сондай-ақ жабық арналардағы (құбыр желілері, сорғылар, гидравликалық жүйелердің элементтері) арынды емес ағыстарды да зерттейді. Жабық арналарда атмосфералық қысымнан өзгеше қысыммен ағатын сұйықтық ағыстарының мәселелері заманауи машина жасауда ерекше мәнге ие. Берілген кітап осы сауалдарды қарастыруға арналған. Заманауи гидравлика екі зерттеу әдісінің дамуы және техникалық міндеттерді шешудің нәтижесі болып табылады. Бұл әдістердің біріншісі – теориялық, ол механика заңдарын пайдалануға негізделеді. Оның дамуы қозғалмалы сұйықта жүретін барлық дерлік негізгі үдерістердің математикалық сипаттамаларын жасауға алып келеді. Алайда, бұл математикалық модельдерді пайдалану практикалық міндеттерді шешуге әрдайым мүмкіндік бермейді. Бұл, бір жағынан, пайдаланылатын математикалық тәуелділіктердің күрделілігімен, екінші жағынан – көптеген конструктивтік факторлардың әсерін есепке алу қажеттілігімен байланысты. Екінші әдіс – эксперименталдық, ол адамдардың практикалық қызметін ескереді, оның нәтижесінде гидравликалық жүйелерді жасау бойынша елеулі тәжірибе жинақталған. Гидравликада қолданылатын қолданбалы мәселелерді шешудің заманауи тәсілдері аталған әдістердің жиынтығын білдіреді. Олардың мәні келесіге негізделеді: алдымен зерттелетін құбылыс жеңілдетіледі (ақылға қонымды жорамалдар енгізіледі), ал кейін оған гидромеханиканың теориялық әдістері қолданылады және олардың негізінде есептеу формулалары қолданылады. Формулалар бойынша қажетті есептеулер жүргізіліп, алынған нәтижелер тәжірибелік мәліметтермен салыстырылады. Салыстыру негізінде есептік тәуелділіктер практикада қолдануға ұсынылады немесе оларға қажетті түзетулер енгізілуі тиіс. Осылайша, гидравликада қолданылатын әдістер зерттеудің аналитикалық және эксперименталдық тәсілдерінің жиынтығы болып табылады.

Гидравликада сұйықтық бос орындары мен саңылаулары жоқ тегіс орта деп қарастырылады. Оған қоса, жекелеген молекулалардың да әсері ескерілмейді, яғни, сұйықтықтың шексіз ұсақ бөлшектері де біршама көп молекулалар санынан тұрады деп есептеледі. Физика курсында айтылғандай, сұйықтықтың аққыштығының, яғни, оның бөлшектерінің қозғалмалы болуының салдарынан, ол шоғырландырылған күштерді қабылдамайды. Сондықтан сұйықтықта тек үлестірілген күштер ғана әрекет етеді. Бұл жағдайда күштер сұйықтық көлемі бойынша немесе оның беті бойынша таралуы мүмкін. Біріншісі массалық немесе көлемдік деп, ал екіншісі – үстіртін деп аталады. Көлемдік (массалық) күштерге ауырлық күші және инерция күші жатады. Олар массаға пропорционал және Ньютонның екінші заңына бағынады. Үстіртін күштерге сұйықтыққа көршілес сұйықтық немесе дене көлемдері әсер ететін күштерді жатқызу керек, себебі бұл әсер сұйықтықтың үсті арқылы жүреді. Гидравликадағы үстіртін күштердің маңызын ескере отырып, оларды толығырақ қарастырайық.

η = T/S СИ жүйесінде жанама кернеулердің өлшем бірлігі паскаль (Па) – ньютон болып табылады, ол шаршы метрге жатқызылады (1 Па = 1 Н/м2).

p = F /S (1.1) Бұл қалыпты сығылу кернеулері гидромеханикалық қысым немесе қарапайым қысым деп аталады. Қысымды есептеу жүйелері мен оның өлшем бірліктерін қарастырайық. Практикалық міндеттерді шешу кезінде қысымды есептеу жүйесін (қысым шкаласын) таңдау маңызды болып табылады. Шкаланың бастапқы нүктесі ретінде қысымның абсолют нөлі (температураның абсолют нөлінің баламасы) қабылдануы мүмкін – 0 абс. Осы нөлден бастап қысымдарды есептеу кезінде оларды абсолюттік рабс деп атайды (сурет 1.2, а). Алайда,практика жүзінде көрінгендей, техникалық міндеттерді артық қысымды рарт пайдалана отырып шешкен оңтайлы, яғни бұл жерде шкаланың бастапқы нүктесі ретінде атмосфералық қысым – 0атм қабылданады (1.2 суретті қараңыз, а).

Атмосфералық нөлден «төменге» қарай есептелетін қысым рвак вакуум қысымы немесе вакуум деп аталады (1.2 суретті қараңыз, а). Осылайша, қысымды есептеудің үш шкаласы бар, яғни, қысым абсолюттік, артық немесе вакуумдық бола алады. Бір қысымды екіншісіне қайта есептеуге арналған формулаларды алайық.

Рабс = Ра – Рвак*(1.3) Артық қысым да, вакуум де бір нөлден бастап (0атм), бірақ әр түрлі жақтарға есептеледі. Сәйкесінше,

Рарт = – Pвак*(1.4) Осылайша, (1.2)...(1.4) формулалар абсолюттік, артық және вакуумдық қысымдарды байланыстырады және бірін екіншісіне қайта есептеуге мүмкіндік береді. Практика көрсеткендей, техникалық (қолданбалы)

а – қысым шкалалар; б – абсолюттік және артық қысымның өзара байланысы; в – абсолюттік қысым мен вакуумдық қысымның өзара байланысы

мәселелерді шешу үшін артық қысымды пайдаланған барынша ыңғайлы. СИ жүйесінде қысымның негізгі өлшем бірлігі паскаль (Па) болып табылады, ол 1 Н күштің өлшемі 1 м2 ауданға әрекет етуі кезінде туындайтын қысымға тең (1 Па = 1 Н/м2). Алайда, барынша ірі бірліктер жиірек пайдаланылады: килопаскаль (1 кПа = 103 Па) және мегапаскаль (1 МПа = 106 Па). Техникада техникалық атмосфера (ат) деп аталатын жүйеден тыс бірлік кең таралған, ол 1 кгс күштің өлшемі 1 см2 ауданға әрекет етуі кезінде туындайтын қысымға тең (1 ат = 1 кгс/ см2). Барынша көп пайдаланылатын бірліктердің арасындағы қатынастар төмендегідей: 10 ат = 0,981 МПа ≈ 1 МПа немесе 1 ат = 98,1 кПа ≈ 100 кПа Шетелдік әдебиеттеқысымды өлшеудің «бар» деп аталатын бірлігі пайдаланылады (1 бар = 105 Па).

Сұйықтықтардың оларда жүріп жатқан үдерістерге барынша мәнді әсер ететін, сондықтан гидравликалық жүйелерді есептеу кезінде ескерілетін кейбір маңызды деп табылатын қасиеттерін қарастырайық.

Сұйықтықтың механикалық қасиеттерінің маңызды сипаттамаларының бірі оның тығыздығы мен меншікті салмағы болып табылады. Олар сұйықтықтың «салмақтылығын» анықтайды.

γ = G/W.

Температура мен қысым өзгерген кездегі сұйықтықтың тығыздығы мен меншікті салмағының өзгерісі елеулі емес, сондықтан көп жағдайда олар ескерілмейді. Барынша көп қолданылатын сұйықтықтар мен газдардың тығыздықтары (кг/м3): бензин – 710...780; керосин – 790...860; су – 1000; сынап – 13 600; гидрожүйелердің майы (АМГ-10) – 850; ұршық майы – 890...900; индустриалдық май – 880...920; турбиналық май – 900; метан – 0,7; ауа – 1,3; көмірқышқыл газы – 2,0; пропан – 2,0.

Тұтқырлық – сұйықтықтың жылжуға кедергі келтіру қабілеті, яғни аққыштыққа кері қасиет (барынша тұтқыр сұйықтықтар аз аққыш болып табылады). Тұтқырлық жанама кернеулердің (үйкеліс кернеуі) туындауы кезінде көрінеді. Сұйықтықтың қабырға бойымен қабаттасқан ағысын қарастырайық (1.3 сурет). Бұл кезде сұйықтық ағынының бәсеңдеуі байқалады, ол оның тұтқырлығына байланысты. Осы ретте, сұйықтықтың қабаттағы қозғалыс жылдамдығы ол қабырғаға жақындаған сайын азая береді. Ньютонның гипотезасына сәйкес, сұйықтықтың қабатында қабырғадан у қашықтықта туындайтын жанама кернеу келесі тәуелділікпен анықталады:

(1.5) мұндағы, dv/dy – жылдамдық градиенті (жеңіл түрде жазылған), ол қабырғадан алшақтай бере (у осі бойынша) v жылдамдықтың арту қарқындылығын сипаттайды. Тәуелділік (1.5) Ньютонның үйкеліс заңы деп аталады. Оны кейін эксперименталды түрде профессор Н.П. Петров негіздеген болатын. Гидравликалық жүйелерде пайдаланылатынз көптеген сұйықтықтардың ағыстары Ньютонның үйкеліс заңына бағынады, және оларды ньютон

сұйықтықтары деп атайды. Алайда, заң (1.5) қандай да бір дәрежеде бұзылатын да сұйықтықтар бар екендігін естен шығармаған жөн. Мұндай сұйықтықтар ньютондық емес деп аталады.

v=μ/ρ.(1.6) СИ жүйесінде оның өлшем бірлігі м2/с немесе ең шағын бірлігі см2/с болып табылады, оны стокс деп атау қабылданған, 1 Ст = 1 см2/с. Тұтқырлықты есептеу үшін санти-стокстар да пайдаланылады: 1 сСт = 0,01 Ст. Сұйықтықтардың тұтқырлығы температураға біршама тәуелді, бұл ретте тамшылы сұйықтықтардың тұтқырлығы температура өскен сайын төмендейді, ал газдардың тұтқырлығы – артады (сур. 1.4). Бұл тамшылы сұйықтықтарда молекулалар бір-біріне жақын орналасқандығымен түсіндіріледі, ал тұтқырлық молекулалық байланыстардың күшіне негізделеді. Бұл күштер температура артқан сайын әлсірейді және тұтқырлық төмендейді. Газдарда молекулалар бір-бірінен біршама алшақ орналасады. Газдың тұтқырлығы молекулалардың хаостық қозғалысының қарқындылығына тәуелді болып табылады. Температура артқан сайын, қарқындылық та артады және газдың тұтқырлығы ұлғая түседі. Сондай-ақ, сұйықтықтардың тұтқырлығы қысымға да тәуелді, бірақ өзгеріс елеулі емес және көптеген жағдайларда ол ескерілмейді. Қорытынды ретінде, гидравликада ағыс үдерістерін зерттеу кезінде идеалдық сұйықтық ұғымы қолданылатындығын атап өтеміз, ол тұтқырлықтан арылтылған сұйықтық болып табылады.

Сығылғыштық – бұл сұйықтықтың өз көлемін қысым әсерінен өзгерту қабілеті. Тамшылы сұйықтықтар мен газдардың сығылғыштығы біршама өзгешеленеді. Осылайша, тамшылы сұйықтықтардың көлемі қысым өзгерген кезде аз ғана өзгереді. Газдар, керісінше, қысым әсерінен біршама сығылуы мүмкін, ал қысым болмаған кезде шексіз кеңейеді. Әр түрлі жағдайдағы газдардың сығылғыштығын есепке алу үшін күй теңдеулері (8.1 қосымша тарауды қараңыз) немесе политропты үдерістерге арналған тәуелділіктер (8.5 қосымша тарауды қараңыз) пайдаланылады. Тамшылы сұйықтықтардың сығылғыштығын көлемді сығу коэффициентімен βр (Па-1) сипаттаймыз:

мұндағы, p– қысымның өзгерісі; W – p әсерінен көлемнің өзгеруі; – W0 бастапқы көлем. Формуладағы теріс таңба қысым артқан кезде сұйықтықтың көлемі кішірейетіндігімен сипатталады, яғни, қысымның оң тоқталуы көлемнің теріс артуын туындатады. Көлемдік сығу коэффициентіне кері өлшем сұйықтық икемділігінің көлемдік модулі (немесе икемділік модулі) деп аталады (Па).

Тамшылы сұйықтықтар өз көлемін температура ауытқыған кезде де өзгертеді. Олардың бұл қасиеті температуралық кеңею деп аталады (себебі, температура артқан сайын олардың көлемі де артады), ол көлемді кеңею коэффициентімен (К-1) сипатталады:

мұндағы, – температураның өзгерісі; – әсерінен көлемнің өзгеруі; – бастапқы көлем. Газдардың температура өзгерген кезде өз көлемін гертуі біршама күрделі болып табылады. Бұл өзгерісті есепке алу үшін газдар күйінің теңдеулері (8.1 қосымша тарауды қараңыз) немесе политроптық үдерістер формулалары (8.5 қосымша тарауды қараңыз) пайдаланылады.

Кез келген тамшылы сұйықтық өзінің агрегаттық күйін өзгертуге қабілетті, атап айтқанда буға айналу қабілеті бар. Тамшылы сұйықтықтардың бұл қасиеті бу түзілісі деп аталады. Гидравлика бойынша барлық көлем бойынша қарқынды бу түзілісі басталатын жағдай – сұйықтықтың қайнауы, ең үлкен мәнге ие. Қайнау үдерісінің басталуы үшін белгілі бір жағдайлар жасалуы тиіс (температура және қысым). Мысалы, дистилденген су қалыпты атмосфералық қысым және 1000С температурада қайнайды. Алайда, бұл су қайнауының жеке жағдайы болып табылады. Егер су басқа қысымның әсерінде болса, басқа температурада қайнауы мүмкін, яғни гидрожүйеде қолданылатын сұйықтық температурасының әрбір мәні үшін оны қайнататын өз қысымы бар. Мұндай қысымды қаныққан булар қысымы рқ.б. деп атайды. рқ.б. өлшемі әрдайым абсолюттік қысымда келтіріліп, температураға тәуелді болады. Мысал ретінде, 1.5 суретте судың қаныққанбуларықысымының температураға тәуелділігі келтірілген. Графикте 1000С температураға және қалыпты атмосфералық қысымға ра сай келетін А нүктесі көрсетілген. Егер судың бос бетінде барынша жоғары қысым р1 туындатса, онда ол барынша жоғары температурада Т1 қайнайды (1.5 суреттегі В нүктесі). Және керісінше, р2 қысым аз болған кезде, су барынша төмен температурада Т2 қайнайды (1.5 суреттегі С нүктесі).

Кейбір машиналардың термодинамикалық циклдерін талдау кезінде сұйықтық қайнауды бастағаннан кейінгі бу түзілу үдерісі маңызды болып табылады. Бұл жағдайда, қайнау жүріп жатқан ыдыста газ да емес, сұйықтық та емес, қосфазалық орта болады. Ол газ бен сұйықтықтың қоспасынан тұратын, өзіне ғана тән қасиеттері бар орта болып табылады. Мысалы, егер бу түзілісі тұрақты қысыммен жүрсе, онда қосфазалық ортаның температурасы да тұрақты болып қалады, ал температураның артуы барлық сұйықтық (ең ұсақ тамшыларына дейін) газ тәріздес күйге көшкеннен кейін ғана басталады. Қосфазалық ортаның бұл ерекшелігі бу машиналарында және көптеген тоңазыту қондырғыларында қолданылады. Осы ретте, қосфазалық ортаны дымқыл бу деп те атайды (құрамында ұшпалы сұйықтық тамшылары бар газ), ал сұйықтықтың таза газ тәріздес күйі – құрғақ бу деп аталады. Егер бу түзілісі жабық ыдыста жүрсе, онда ол қысымның артуымен сүйемелденеді. Үдеріс сызық бойынша С нүктесінен А нүктесіне, кейін В нүктесіне өтеді (1.5 суретті қараңыз). Оған рұқсат етілмейді, себебі ол ыдыстың апаттық сынуына (жарылуына) алып келуі мүмкін.

Гидростатика дегеніміз тыныштық күйдегі сұйықтықтар үшін сай келетін заңдарды қарастыратын гидравлика тарауы болып табылады. Қозғалмайтын сұйықтықта тек сығылу кернеулері ғана туындайды және жанама кернеулер әсер ете алмайды. Кез келген жанама кернеу оның қозғалысын туындатады, яғни тыныштық күйін бұзады. 1.2 қосымша тарауда сығылу кернеуінің шексіз аз ауданға перпендикуляр әсер ететін күш туындататындығы көрсетілген. Осыдан гидростатикалық қысымның бірінші қасиеті шығады: сұйықтықтың сыртқы бетінде қысым норма бойынша қарастырылып отырған сұйықтықтың ішіне қарай әсер ететін күш туындатады. Осы ретте сұйықтықтың сыртқы беті ретінде сұйықтықтың еркін беті мен ыдыстардың қабырғаларын ғана емес, сонымен бірге сұйықтықта бөлінетін көлемдердің беттерін де түсіну қажет. Гидростатикалық қысымның екінші қасиеті тыныштық күйдегі сұйықтық ішіндегі кез келген нүктеде гидростатикалық қысым барлық бағыттар бойынша бірдей әрекет ететіндігіне негізделеді, яғни қысым скаляр өлшем болып табылады. Гидростатикалық қысымның осы қасиеттеріне сүйене отырып, гидростатиканың негізгі заңын ұғынуға болады. Сұйықтық ыдысқа құйылып, оның еркін бетінде р0 қысым әрекет етеді деп алайық (сурет 2.1). һ тереңдікте орналасқан еркін таңдалған нүктедегі р қысымды анықтайық. Ізделіп отырған р қысымын анықтау үшін еркін таңдалған нүктенің айналасынан шексіз кіші көлденең ауданды алып, оның үстіне сұйықтықтың ашық бетіне дейін цилиндр орнатамыз. Бөлінген сұйықтық көлеміне жоғарыдан төменге қарай р қысымның ауданға қосындысына тең күш және сұйықтықтың бөлінген көлемінің салмағы әсер етеді. Таңдалған нүктеде ізделініп отырған р қысым барлық бағыттар бойынша бірдей әрекет етеді

теңдеуін шығаруға арналған схема (гидростатикалық қысымның екінші қасиеті). Бірақ бөлінген көлемге осы қысым тудырған күш норма бойынша бетке әсер етеді және көлемнің ішіне бағытталған (гидростатикалық қысымның бірінші қасиеті), яғни күш жоғары бағытталған және р қысымның ауданға туындысына тең болады. Онда тік бағыттағы сұйықтықтың бөлінген көлемінің тепе-теңдігінің шарты төмендегі теңдік болып табылады:

Сұйықтықтың бөлінген цилиндрінің G салмағын оның W көлемін есептеу арқылы анықтауға болады:

G үшін математикалық өрнекті тепе-теңдік теңдеуіне қою арқылы, және оны ізделініп отырған р қысымға қатысты шешіп, нәтижесінде төмендегіні аламыз:

Алынған теңдеуді гидростатиканың негізгі заңы деп атайды. Ол тыныштық күйдегі сұйықтықтың кез келген ішкі нүктесіндегі қысымды есептеуге мүмкіндік береді. Оған қоса, тәуелділік талдауынан (2.1) сұйықтықтың еркін бетінде әрекет ететін р0 қысым сұйықтықтың ішіндегі кез келген нүктеге берілетіндігі шығады. Бұл Паскаль заңын қалыптастыруға мүмкіндік береді: сұйықтыққа жанастырылған қысым барлық бағыттар бойынша бірдей таралады. Гидростатиканың негізгі заңы практикалық міндеттерді шешуде кеңінен қолданылады. Алайда, оны практикалық есептеулерге пайдалану кезінде һ биіктікке ерекше назар аудару керек, себебі ол оң мәнді де, теріс мәнді де қабылдауы мүмкін. Сол себепті, егер қысым анықталатын нүкте бастапқы қысымы бар нүктеден төмен орналасса, онда гидростатиканың негізгі заңының математикалық жазбасындағы формулада (2.1) көрсетілгендей, «+» таңбасы қойылады. Ал қысым анықталатын нүкте бастапқы қысымы бар нүктеден жоғары орналасса, онда теңдеудегі «+» таңбасы «–» таңбасына өзгереді, яғни:

Таңбаны таңдау кезінде, гидростатиканың негізгі заңында түсіндірілуі бойынша, сұйықтықта нүкте қаншалықты төмен (терең) орналасса, осы нүктедегі қысым да соншалықты жоғары болатындығын естен шығармау керек Қорытынды ретінде, гидростатиканың негізгі заңы қысымдарды өлшеу кезінде кеңінен қолданылатындығын атап өту қажет.

1.2 қосымша тарауда айтылғандай, қысым абсолюттік, артық және вакуумдық бола алады. Қолданбалы тапсырмаларды шешу кезінде артық қысым біршама жиі пайдаланылады, сондықтан бұл қысымдардың өлшену ерекшелігіне жіті назар аудару қажет. Артық қысымды өлшеуге арналған қарапайым аспап пьезометр болып табылады, ол тік орнатылған мөлдір түтікше түрінде жасалған (сур. 2.2, а). (2.1)-ге сәйкес,

Қысымдардың артық жүйесінде ра = 0 болғандықтан, формуладан ра рт қысым мен Н биіктік арасындағы пропорционал байланыс шығады:

Пьезометр арқылы өлшемдер ұзындық бірліктерімен жүргізіледі, сондықтан қысымды кейде белгілі бір сұйықтық бағанының биіктігі бірлігімен көрсетеді. Мысалы, 760 мм с.б. тең атмосфералық қысым пьезометрде 760 мм сынап бағанасының биіктігіне тең. Осы мәнді (2.3) формулаға = 13600 кг/м3 ретінде қою арқылы, 1,013·105 Па тең атмосфералық қысымды аламыз. Бұл өлшем физикалық атмосфера деп аталады. Ол техникалық атмосферадан (1.2 қосымша тарауды қараңыз) өзгеше, ол 736 мм с.б. тең. Бұл мәнді, егер (2.3) формулаға рарт = 1 ат қойып, Н биіктікті есептегене кезде алуға болады. Пьезометр конструкциясы бойынша қарапайым болып келеді. Ол өлшемдердің жоғары дәлдігін қамтамасыз етеді. Алайда, ол үлкен қысымдарды өлшеуге арналмаған. Оны келесі мысалмен дәлелдейік. Пьезометрмен тығыздығы судың тығыздығына тең (ρ = 1000 кг/м3) сұйықтықтағы ρарт = 0,1 МПа ≈ 1 ат артық қысымды есептеу қажет деп алайық. Онда (2.3) формуладан берілген жағдайда пьезометрде Н ≈ 10 м су бағанының биіктігін аламыз, ол біршама үлкен мән болып табылады. Машина жасауда одан да жоғары қысымдар қолданылатындықтан

Жұмыс қағидасы бойынша ұқсас сынап қолданатын аспаптар пьезометрлік биіктіктерді 13,6 есе кішірейтуге мүмкіндік береді (сынап судан 13,6 есе ауыр). Бірақ сынап улы, сол себепті мұндай аспаптар машина жасауда мүлдем қолданылмайды. Техникада қысым өлшеу үшін серіппелі манометрлер кең таралған. Мұндай аспаптың негізгі элементі (сурет 2.3) серіппелеуші жұқа қабырғалы түтікше 1 (қарапайым жезден жасалған) болып табылады. Түтікшенің бір ұшы жапсарланған және қозғалмалы, ал екіншісі бекітілген, және оған өлшенетін қысым жанастырылады. Түтікшенің қозғалмалы ұшы 1 кинематикалық түрде 3 сілтеуішпен байланысқан. Қысым өзгерген кезде ол өзінің қалпын өзгертеді және шкалада 2 тиісті санды көрсетіп тұрған 3 сілтеуішті жылжытады.

1 – түтікше; 2 – шкала; 3 - сілтеуіш Вакуумдық қысымды(ыдырату) өлшейтін аспаптар әрекет ету қағидасы бойынша артық қысымды өлшеу аспаптарынан өзгешеленбейді. Бұл артық қысым мен вакуум қысымы өлшемі бойынша бірдей, бірақ әр түрлі таңбаларға ие болуының салдары болып табылады [(1.4) формуланы қараңыз]. Егер 2.2 суреттегі ыдыста б вакуум орнына ие болса, онда әйнек түтікшедегі сұйықтық деңгейі бактағы сұйықтық деңгейінен төмен орналасады. Сондықтан бұл аспапты вакуумды есептеу үшін пайдалануға болады, ал H` оның өлшеміне рвак = H`ρg пропорционал екенін байқаймыз. Вакуммды өлшеуге арналған серіппелі аспаптардың серіппелі манометрлерге қарағанда не қағидаттық, не конструктивтік айырмашылықтары жоқ. Вакуумды өлшеуге арналған құрылғыға вакуумметр атауы берілді. Сондай-ақ артық қысымды да, вакуумды да өлшеуге мүмкіндік беретін аспап түрлері бар. Оларды мановакуумметр деп атау қабылданған. Метеорологияда атмосфералық қысымның абсолюттік мәндерін өлшеу барометр көмегімен жүргізіледі. Машина жасау жүйелері үшін абсолюттік қысымды өлшеу практикалық мәнге ие емес.

Осыған дейін сұйықтықта әрекет ететін қысымдар қарастырылған болатын. Алайда, әр түрлі қабырғаларға сұйықтық әрекетінен туындайтын күштер барынша көбірек практикалық маңызға ие. Сұйықтық тарапынан жазық қабырғаға әсер ететін күшті анықтау кезінде жалпы жағдайды қарастырамыз, онда қабырға көкжиекке қарай α бұрышпен көлбеуленген, ал сұйықтықтың еркін бетіне P0 қысым әрекет етеді (2.4 сурет).

Бұл жағдайда F күшті анықтау үшін (1.1) тәуелділігін пайдалану мүмкін болмайды, себебі қысым қабырғаның биіктігі бойынша өзгереді және есептеулер үшін оның қай мәнін қолдану керек екендігі белгісіз. Гидростатиканың негізгі заңына (2.1) сәйкес, қысымның биіктік бойынша таралу эпюрасы сызықтық сипатқа ие және оның мәні тереңдік артқан сайын арта түседі (2.4 суретті қараңыз). F күшті анықтау үшін еркін таңдалған В нүктесінің айналасында һ тереңдікте dS шексіз аз ауданды бөлеміз. Бұл ауданға dS шексіз аз күш әсер етеді. Таңдалған шексіз аз ауданның шегінде р қысымды тұрақты деп есептеуге болады. Онда dF күшін (1.1) пайдалану арқылы табамыз:

dF = pdS.

Көлбеу қабырғаға әсер ететін F толық күшін шексіз аз dF күшінің сомасы деп анықтаймыз, яғни dF арналған өрнекті S аудан арқылы біріктіреміз:

Біріктіру кезінде р қысымды гидростатиканың негізгі заңы бойынша есептейміз, яғни күшті анықтау үшін (2.1) формулаға қоямыз:

Әрі қарай қажетті түрлендірулерді өткізіп, одан кейін төмендегіні аламыз:

мұндағы, һС – қабырға ауданының ауырлық ортасының орналасу тереңдігі. Жақша ішіне жазылған математикалық өрнекті талдау қабырға ауданының ауырлық ортасындағы қысым 2.4 суреттегі С нүктесінде орналасады деген қорытынды жасауға болады. Шынында, (2.1)-ге сәйкес

Математикалық түрлендірулерден кейін ақырында төмендегіні аламыз:

(2.4) тәуелділігі сұйықтық тарапынан кез келген жазық қабырғаға әсер ететін күш осы қабырғаның ауданының ауырлық күшіндегі қысым мен оның ауданының туындысына тең деген қорытынды жасауға болады. F күшінің жанасу нүктесі қысым ортасы деп аталады (2.4 суреттегі D нүктесі). Көптеген жағдайларда ол қабырғаның С ауырлық ортасынан төмен жатады. Жеке жағдайда, еркін кеңістіктегі р0 қысымға һСρg қарағанда біршама артық болған кезде, D қысым ортасы С ауырлық ортасымен сай келеді деп есептей аламыз. Қысым ортасының қалпын анықтау кейде біршама қиын болуы мүмкін. Көлбеу қабырға тік бұрышты болған кезде, ол қысымдар таралымының тегіс эпюрасының геометриялық ауырлық ортасымен сай келеді (2.4 суреттегі С` нүктесі). Осының алдында қысым ортасының ауырлық ортасына қатысты ауытқуы һρg тереңдігі бойынша қысымның артуымен туындайды деп айтылған болатын. Машина жасаудың гидрожүйелерінде негізінен һ биіктіктерінің салыстырмалы шағын өзгерістері кезінде біршама жоғары қысымдар әрекет етеді. Сондықтан, сұйықтық тарапынан әрекет ететін күштің жанасу нүктесін қабырғаның ауырлық ортасымен сай келеді деп есептейді.

Қисық сызықты цилиндр қабырғаға әрекет ететін күшті ол сұйықтыққа оны түзушілер сұйықтықтың еркін бетінде параллель орналасатындай етіп қарастырайық (сурет 2.5). Мұндай қабырғалар практикада таралған. Бұл жағдайда мәселе цилиндрлік бетті түзушілерге перпендикуляр тік жазықтықта жатқан тең әрекет етуші күшті анықтауға негізделеді. Бұл күштің анықтамасы оның тік және көлденең құрамаларына жіктеледі. Цилиндрлік бет шегінде (2.5 суретті қараңыз) АВ телімін бөліп, F күшін табайық, ол осы телімге сұйықтықтың еркін бетінде р0 қысымы бар болуы шартымен әрекет етеді. Осы ретте бұл күшті екі жағдай үшін анықтайық: сұйықтық цилиндр беттің үстінде (2.5 а суретті қараңыз) және оның астында (2.5 б суретті қараңыз) орналасқан. Қабырғаға әсер ететін күшті анықтау кезінде қабырға жағынан сұйықтыққа кері бағыттағы сияқты күш әрекет ететіндігін ескереміз.

Бірінші жағдайда F күшін анықтау үшін (2.5 а суретті қараңыз), АВ бетімен және таңдалған телімнің шекаралары арқылы өтетін тік жазықтықтармен шектелген сұйықтық көлемін бөліп алайық. 2.5 суретте бұл жазықтықтар AL және BK сызықтарымен бейнеленген. Тік және көлденең бағыттардағы бөлінген көлемнің тепе-теңдік жағдайларын қарастырайық, оның ішінен тік Fв және көлденең Fг F күштің құрамаларын табайық. Тік бағытта бөлінген сұйықтық көлеміне Fв күштен басқа оның G салмағы және еркін бетке түсетін қысым күші әсер етеді, ол р0 қысымның Sг деп белгіленетін АВ бетінің көлденең проекциясының ауданына туындысына тең. Мұнда тепе-теңдік шартынан тік құрамдасты табайық:

Көлденең бағыттағы тепе-теңдік жағдайын қарастыру кезінде ЕК және AL беттерінде әрекет ететін күштер өзара теңестірілген деп есептейміз. Сәйкесінше, көлденең бағытта бөлінген сұйықтық көлеміне, ізделініп отырған Fг күшінен басқа Sв деп белгіленетін АВ бетінің көлденең проекциясының ауданына түсетін қысым күші де әсер етеді. Оны (2.4) формула бойынша табамыз:

мұндағы, һС – АВ бетінің ауырлық ортасының ену тереңдігі; Sв – ВЕ бетінің ауданы. (2.5) және (2.6) формулалары бойынша F күштің құрамаларын тік Fв және көлденең Fг анықтап, төмендегі тәуелділік бойынша оның сандық мәнін анықтаймыз

(2.5)...(2.7) тәуелділіктері сұйықтық қисық сызықты бетте орналасатын жағдайлар үшін алынды. Сұйықтық қабырғаға қатысты төменде орналасқан кезде (2.5 б суретті қараңыз), тиісті нүктелердегі қысымдар бірінші жағдайдағы сияқты болады. Сондықтан, қабырғаға әсер ететін күштер (толық күш және оның тік және көлденең құрамалары) мәні бойынша дәл осындай болады. Бірақ, бұл күштердің бағыттары қарама-қарсы келеді, себебі қабырғаға кері жағынан сұйықтық әсер етеді. Осылайша, (2.5)...(2.7) формулалар осы жағдай үшін әділ болып табылады. Осы ретте (2.5) формулаға G дәл сол мәні кіреді, яғни сұйықтық салмағы, ол ABKL көлемін иеленген болатын (2.5 б суретте көрсетілген). Алынған тәуелділіктер сұйықтыққа оның құрамалары еркін бетте параллель болатындай етіп енгізілген цилиндр бет үшін әділ. Дәл осылай еркін қисық сызықты бетке арналған формулаларды да алуға болады. Олардың айырмашылығы F толық күші екі емес (алдыңғы жағдайдағы сияқты), үш құрамдас күштің векторлық сомасына тең болады. Осы ретте, осы құрамалардың бірі – тік, екеуі – көлденең және өзара перпендикуляр болады. Қисық сызықты қабырғаға әсер ететін F күшінің жанасу нүктесінің қалпын анықтау біршама күрделі мәселе болып табылады, ол графикалық және сандық (компьютерлік) әдістерді пайдалану арқылы шешіледі. Айналым бетіне әсер ететін (мысалы, цилиндрлік) F күшінің жанасу нүктесінің қалпын анықтау жеңілдейді, себебі бұл жағдайда F күшінің әрекет ету сызығы беттің айналу осі арқылы өтеді. Кейбір практикалық мәселелерді шешу кезінде маңызды мәселе ретінде сұйықтыққа енгізілген денені итеріп шығаратын күшті анықтауды қарастыра аламыз. 2.6 а суретте сұйықтыққа енгізілген еркін формалы дене бейнеленген. Осы денеге тік бағытта әсер ететін күштерді қарастырайық.

Денеге әсер ететін күштерді қарастыру кезінде, оны MNOR оңашаланған сызығымен шартты түрде екі бөлікке бөлейік: жоғарғы және төменгі. Осы ретте MNOR бөлу сызығы сұйықтықтың еркін бетіндегі оның проекциясы мен дененің проекциясы (яғни, тігінен жоғары қарай) толық сай келетіндей етіп өткізілген. Дененің үстіне орналастырылған сұйықтықтың салмағын беллгілейік, G0 (2.6 а суретте штрихпен белгіленген), ал денемен ығыстырылған сұйықтық салмағы – G, яғни бұл енгізілген дененің көлемін алуы мүмкін сұйықтық көлемі (2.6 а суретте боямамен келтірілген). Дененің ішкі бетіне әсер ететін тік күшті (2.6 а суретті қараңыз), (2.5) формуланы қолдану арқылы анықтаймыз:

мұндағы, Sг – сұйықтықтың еркін бетіне түсетін дененің көлденең проекциясының ауданы. Осылайша, дененің жоғарғы бөлігіне әсер ететін тік күшті табамыз (2.6, а суретті қараңыз):

Олардың жоғары бағытталған Fа тең әрекет етуші күші осы күштердің алгебралық сомасына тең болады және (2.8) бен (2.9) ескере отырып, келесі формула бойынша анықталады:

Fа күшін архимед күші деп атау қабылданған, ал оны анықтауға бағытталған тәуелділік – Архимед заңы болып табылады. Осыған сәйкес, сұйықтыққа салынған денеге жоғарыға бағытталған ығыстырғыш күш әсер етеді және ол дене ығыстырып шығарған сұйықтықтың салмағына тең. Бұл күштің жанасу нүктесі суды алмастыру ортасы деп аталатын дененің геометриялық ортасы болып табылады. Ол дененің ауырлық ортасымен сай келмеуі мүмкін. Бұл орталар дене біртекті және біркелкі таралған заттан тұрған жағдайда ғана сай келеді. Жүзуші дене суды алмастыру ортасы дененің ауырлық ортасынан жоғары орналасқан кезде тұрақты тепе-теңдікте болады және олар бір тік сызықта орналасады (2.6 б суретті қараңыз).

Салыстырмалы тыныштық күйі дегеніміз сұйықтықтың тұрақты жылдамдық арқылы қозғалатын ыдысқа қатысты қозғалмайтын күйі болып табылады. Мысалы, жылдамдығын арттырып келе жатқан көліктік машинаға (автокөліктің жанармай багы) орнатылған ыдыста тұрған сұйықтық салыстырмалы тыныштықта болуы мүмкін. Сондай-ақ, тұрақты жылдамдықпен айналатын ыдыста тұрған сұйықтық та салыстырмалы тыныштықта болады. Сұйықтықтың салыстырмалы тыныштығы кезінде әрекет ететін заңдар гидростатиканың осыған дейін қарастырылған заңдарынан айтарлықтай ерекшеленбейді. Бірақ, егер, осыған дейін қарастырылған жағдайларда сұйықтыққа тек бір салмақтық күш – ауырлық күші ғана әсер етсе, салыстырмалы тыныштық кезінде жаңа күш – инерция күші пайда болады. Бұл сұйықтықтың еркін беті қалпының өзгеруіне және оның әр түрлі нүктелеріндегі қысымдардың өзгеруіне алып келуі мүмкін. Салыстырмалытыныштыққа талдауды бірлікті салмаққа ие (массасы– m =1) сұйықтықтың шартты бөлшегіне әсер ететін күштер үшін өткізу ыңғайлы. Мұндай тәсілде күш әрдайым сан түрінде тиісті жылдамдыққа тең. Мысалы, бірлікті массаның бөлшегіне G = mg = lg = g ауырлық күші әсер етеді. Осылайша математикалық тәуелділіктер біршама жеңілдейді.

Жылдамдықты тұрақты азайтатын (баяулайтын) а ыдыстың тіксызықты қозғалысын қарастырайық. Бұл жағдайда бірлікті салмақ сұйықтығының әрбір бөлшегіне екі күш әсер етеді: g ауырлық күші және а инерция күші (сурет 2.7). Осы екі күштің тең әрекет етушісі

сұйықтықтың еркін бетінің қалпын анықтайды, себебі осы бет пен j күшінің арасындағы бұрыш 900 құрайды. Осы геометриялық есептеулерден (2.7 суретті қараңыз) еркін кеңістіктің қалпы α бұрышымен берілуі мүмкін екендігі шығады, оның мәнін келесі қатынастан анықтауға болады:

Еркін беттен 1 қашықтықта еркін таңдалған нүктедегі қысымды анықтау үшін келесі математикалық тәуелділік қолданылады:

Ол гидростатиканың негізгі заңымен бірдей әдіспен алынды (2.1 қосымша тарауды қараңыз), бірақ ауырлық күшінің ғана емес, инерция күшінің де әрекетін ескереді. Бұл тәуелділік гидростатиканың негізгі заңына қарағанда барынша жалпылама болып табылады, ол одан жеке жағдай ретінде алынуы мүмкін. Шынында, а = 0 (2.10) болған кезде, j = g болады. Онда, l = h (2.11) екендігін ескере отырып, (2.1) формуланы аламыз, яғни ол гидростатиканың негізгі заңы.

Сұйықтықтың салыстырмалы тыныштығының басқа жағдайы ыдыстың тұрақты бұрыштық жылдамдықпен ω айналуы болып табылады (2.8 сурет). Айналу кезінде r радиуста орналасқан бірлік масса сұйықтығының әрбір бөлшегіне де екі күш әсер етеді: ауырлық күші және ортадан тепкіш жылдамдатудан туындаған инерция күші, a = ω2r. Осы екі күштің тең әрекет етушісі

сұйықтықтың еркін бетінің қалпын анықтайды. Бірақ қарастырылып отырған жағдайда, ортадан тепкіш жылдамдату айнымалы өлшем болып табылады, себебі ол нүктенің орналасу радиусына тәуелді. Сондықтан, айналу беті параболалық форманы қабылдайды және келесі теңдеумен сипатталады:

мұндағы, z0 – еркін кеңістік нүктесінің ыдыс түбіне қатысты орналасу биіктігі; һ0 – сұйықтықтың айналу осіндегі биіктігі. Сұйықтықтың кез келген нүктесіндегі р қысымды анықтауға арналған формула 2.1 қосымша тарауда пайдаланылған әдіспен алынуы мүмкін. Онда, математикалық түрлендірулерден кейін, r радиуста және ыдыс түбіне қатысты z биіктікте орналасқан нүктедегі қысымды табайық:

(2.12) формуладан (2.11) формуладағы сияқты, егер ω = 0 екендігін қабылдап, h = h0 – z деп белгілесек, гидростатиканың негізгі заңын жекелеген жағдай ретінде алуға болады. Іс жүзінде басқа жекелеген жағдай жиірек кездеседі – ыдыстың өте жоғары жылдамдықпен айналуы. Бұл жағдайда ортадан тепкіш күштер ауырлық күшінен біршама артық және сұйықтық ортадан тепкіш күштермен ыдыстың қабырғаларына лақтырылады (2.9 сурет), ал оның еркін беті r0 радиуста орналасады. Онда, (2.12) кіретін кейбір геометриялық өлшемдерді есепке алмасақ, қысымды анықтау формуласы қысқарады:

(2.12) формула тік айналу осі бар ыдысқа арналғандығын, ал (2.13) формула осі кеңістікте кез келген түрде орналасқан айналмалы ыдыстарға негізделгенін атап өту керек.

Т а р а у 3

Сұйықтықтың динамикасы мен кинематикасының теңдеулері қатты денеге арналған теңдеулерден біршама өзгешеленеді. Бұл ең алдымен зерттелетін нысанның, яғни, сұйықтықтың ерекшеліктерімен байланысты, оның бөлшектері өзара қатты байланыспаған. Қатты байланыстың болмауы сұйықтықта өтетін үрдістерді қарастыруды біршама күрделендіреді. Ағыстарды зерттеуді жеңілдету үшін гидромеханикада идеалды сұйықтық кең қолданылады. Бұл термин ретінде табиғатта жоқ абсолютті тұтқыр емес сұйықтық түсіндіріледі. Мұнда өтіп жатқан құбылыстар алдымен идеалдық сұйықтыққа қолдану арқылы зерттеледі, кейін алынған заңдылықтар түзетілімдерді енгізе отырып, нақты сұйықтықтардың ағындарына аударылады. Сұйықтықтың ағысы, кез келген басқа қозғалыс сияқты, орныққан және орнықпаған болуы мүмкін. Орныққан ағыс кезінде ағынның берілген нүктесіндегі барлық физикалық параметрлер (жылдамдық, қысым және т.б.) уақыт аралығында өзгеріссіз қалады. Орныққан ағыстың мысалы ретінде сұйықтықтың тұрақты деңгейі ұсталып тұратын ыдыстың түбіндегі саңылау арқылы ағып шығуды келтіруге болады. Орнықпаған ағыс кезінде ағынның берілген нүктесіндегі барлық физикалық параметрлер (немесе кейбірі) уақыт аралығында өзгереді. Мысал ретінде жоғарыда аталған ағып шығуды келтіруге болады, бірақ ыдыста сұйықтықтың тұрақты деңгейі ұсталмайды, яғни ыдыс толық босағанға дейін ағады. Әрі қарай сұйықтықтың орныққан ағыстары қарастырылатын болады. Сұйықтық механикасында «ток сызығы» деген термин үлкен мәнге ие. Бұл термин жылдамдық векторы оның кез келген нүктесінде жанама бойынша бағытталатындай етіп өткізілген

сұйықтық ағынындағы шартты сызықты білдіреді(3.1суреттегі 1 сызық). Орныққан ағыс кезінде ток сызығы сұйықтық бөлшектерінің қозғалыс траекториясымен сай келеді. Сондай-ақ, ағынның кез келген нүктесінде орныққан ағыс кезінде тек бір (уақыт аралығында өзгермейді) жылдамдық болатынын атап өту керек. Сондықтан, берілген нүкте арқылы тек бір ток сызығы өтеді. Сәйкесінше, орныққан ағыстағы ток сызықтары қиылыса алмайды. Егер, сұйықтық ағынында нүктелердің шексіз көпшілігінен тұратын 2 оңашаланған сызықты алатын болсақ (3.1 суретті қараңыз), және осы нүктелердің әрқайсысы арқылы ток сызығын 3 өткізсек, онда бұл сызықтардың көпшілігі түтікше тәріздес кеңістік түзеді. Мұндай кеңістікті ток түтікшесі деп атау қабылданған, ал осы кеңістік ішіндегі ағын бөлігі – ағынша деп аталады. Шексіз жұқа қалыңдықты сұйықтық ағыншасын элементар ағынша деп атау қабылданған. Бұрын айтылғандай, орныққан ағыс кезінде ток сызықтары қиылыспайды, және, сәйкесінше, ешбір ток сызығы ток түтікшесін тесіп өте алмайды (өйткені ол осы түтікшені түзетін сызықтардың бірін кесіп өтеді). Сәйкесінше, сұйықтықтың ешбір бөлшегі ток түтікшесінің ішіне ене алмайды және одан шыға алмайды. Осылайша, орныққан ағыс кезіндегі бөлінген ток түтікшесі сұйықтыққа арналған су өтпейтін қабырға болып табылады. Сұйықтық ағынының (немесе ағыншаның) қимасы деп ток сызықтарына нормалды кеңістіктерді атау қабылданған. Мысалы, оңаша контурмен 2 шектелген кеңістік (3.1 суретте боялған) сызықтардың 3 ток түтікшелерінің шегінде ағыншаға арналған қима болып табылады. Параллель ағыншалы ағыс кезінде қималар сұйықтық қозғалысына перпендикулар бағытта орналасқан жазықтықтар екенін түсінуге болады. Ағындар мен сұйықтық ағыншаларының қималарын кейде тірі қималар деп те атайды. Алайда, соңғы кездері машина жасау гидравликасында бұл термин сирек қолданылады. Күшті және күшті емес сұйықтық ағындары бар. Күшті ағындар деп еркін кеңістігі жоқ жабық арналардағы ағыстарды атайды, ал күшті емес ағындар – еркін кеңістігі бар ағыстар. Күшті ағындардың мысалы ретінде құбыр желілеріндегі, гидромашиналар мен гидроаппараттардағы ағыстарды келтіре аламыз. Күшті емес ағыстарға өзендердегі, ашық арналардағы ағыстар жатады. Аталған оқулықта сұйықтықтың күшті ағыстары қарастырылады.

Шығын – бұл берілген қима арқылы уақыт бірлігінде ағып өтетін сұйықтық мөлшері. Сұйықтық мөлшерін көлем, масса немесе салмақ бірліктерінде өлшеуге болады. Сондықтан көлемдік Q (м3/с), массалық Qm (кг/с), және салмақтық QG (Н/с) шығындар бар. Бұл шығындардың арасында көлем, масса және салмақ арасындағы сияқты байланыстар бар:

Гидравликалық жүйелерді есептеу кезінде Q көлемдік шығын ең көп таралған. Бұл шығын сұйықтықтың қозғалыс жылдамдығымен байланысты екені айқын. Осы байланысты 3.2 а суретте бейнеленген идеалды сұйықтықтың ағыншалы ағысына параллель түрде қолдана отырып қарастырайық. Идеалды сұйықтықта тұтқырлық болмайды, сәйкесінше, қозғалмалы сұйықтық қабаттарының арасында үйкеліс жоқ. Сондықтан 1-1 идеалды сұйықтық ағыншасының қимасында барлық жылдамдықтар бірдей және 3.2 а суреттегі жылдамдықтар эпюрасы тік бұрышты формаға ие.

Уақыт өте келе, ауданы S деп белгіленетін 1-1 dt қима жаңа 1`-1` қалыпты алады, ол бастапқы қалыпқа қарағанда dl қашықтыққа жылжиды. Осы ретте жаңа қима 1`-1` (бастапқы 1-1 сияқты) жазықтық болады, себебі тең жылдамдықтарда сұйықтықтың барлық бөлшектері бірдей dl қашықтыққа жылжиды. Онда dt уақыты ішінде 1-1 қима арқылы W = dlS тең сұйықтық көлемі өтеді, ал көлемдік шығын төмендегіні құрайды:

Осылайша, идеалды сұйықтық ағысы кезінде ыңғайлы тәуелділік бар, ол ағыншаның (немесе ағынның) негізгі кинематикалық және геометриялық параметрлерін байланыстырады: көлемдік шығын Q, сұйықтық жылдамдығы v және қиманың ауданы S. Нақты сұйықтық ағынының ағысы кезінде оның қабаттарының арасында үйкеліс пайда болады. Сұйықтықтың шеткі қабаттары қабырғаға үйкелу әсерінен нөлдік жылдамдыққа ие болады (3.2 б сурет). Қабырғадан алшақтаған сайын, әрбір келесі қабат барынша жоғары жылдамдық алып, қимадағы максималды жылдамдық vmax ағынның ортасында белгіленеді. Сәйкесінше, жылдамдықтардың қима ауданы S бойынша қайта таралуы жүреді, ол нақты сұйықтық ағындарының негізгі геометриялық және кинематикалық параметрлерінің арасындағы математикалық тәуелділікті анықтауды қиындатады. Аталған қиындықты болдырмау үшін қимадағы орташа жылдамдық vорт ұғымын енгіземіз, ол келесі теңдікті қанағаттандыратын жылдамдықты қабылдайды:

Онда Vорт – нақты сұйықтық ағынының қандай да бір аралық қабатында болатын шартты жылдамдық. Негізінен ол максималды жылдамдықтан vmax аз және 0,5vmax< vорт< vmax шегінде жатады. Осылайша, (3.2) тәуелділігі нақты тұтқыр сұйықтық ағынының негізгі геометриялық және кинематикалық параметрлерін байланыстырады. Гидравликалық жүйелерді есептеу кезінде бір ағынның екі қимасындағы шығынды теңдігінен алуға болатын теңдеу кеңінен қолданылады. 3.3 суретте сұйықтық ағыны келтірілген. 1-1 және 2- 2 қималарындағы. шығындар бірдей, яғни Q1 = Q2 екендігі айқын. Онда, (3.2) ескере отырып, келесі

тәуелділікті аламыз:

ол ағынның осы қималардағы негізгі геометриялық және кинематикалық параметрлерін байланыстырады. (3.3) теңдеуі үзіліссіздік теңдеу немесе шығын теңдеуі деген атқа ие. Ол сұйықтық ағынының кез келген қимасындағы орташа жылдамдықты (мысалы, vортl), және егер осы ағынның қандай да бір орташа жылдамдығы белгілі болса (мысалы, vорт2), онда оның геометриялық өлшемдерін анықтауға мүмкіндік береді. (3.3) теңдеуі сұйықтық ағынына (немесе ағыншасына) затты сақтау заңы болып табылады, ол қарастырылып отырған ағын шегінде сұйықтықтың тұрақты тығыздығы шартымен жазылады. Қорытынды ретінде, машина жасау гидрожүйелерінде көбінесе «орт» индексі мен «орташа» терминдері қолданылмайды, оның орнына ағын қимасының жылдамдығы туралы айтылады. Осы ретте жылдамдық ретінде оның орташа мөлшері қабылданады.

Тек бір массалық күштің – ауырлық күшінің әсерінде тұрған идеалды сұйықтықтың қарапайым ағыншасының орныққан ағысын қарастырайық (сур. 3.4). Қарастырылып отырған жағдайда сұйықтықта сығылудың қалыпты кернеулері әрекет етуі мүмкін (қысым), бірақ жанама кернеулер әсер ете алмайды (үйкеліс), себебі сұйықтықтың тұтқырлығы жоқ. Бернулли теңдеуін шығару үшін 1-1 және 2-2 екі қимасын, сондай-ақ 0-0 еркін көлденең кеңістікті таңдайық. Ауданы S1 қимада 1-1 сұйықтық жылдамдығы v1 және қысым р1 әрекет етеді, ал оның ауырлық ортасы 0-0 таңдалған кеңістікке қатысты z1 биікті орналасқан деп есептейік. 2-2 қимасы осындай параметрлермен сипатталады, бірақ индексі «2» (S2, v2, p2 және z2).

dt уақыты ішінде 1-1 және 2-2 қималарымен шектелген ағынша телімі жылжып, жаңа 1`-1` және 2`-2` жаңа қалыпқа жылжысын. Онда бірінші қима dl1 қашықтыққа, ал екінші қима – dl2 қашықтыққа жылжиды. Осы ретте сұйықтықтың шектелген көлемінің бөлігі орнында қалды (1`-1` және 2`-2` қималарының арасындағы көлем), ал 1-1 және 1`-1` қималарының арасындағы қалған бөлігі 2-2 және 2`-2` қималарының арасындағы орынға ауысты (3.4 суретте қарайтылған), яғни қарайтылған телімдердің көлемдері тең:

Сәйкесінше, осы көлемдердің массалары да тең (δm), сондай-ақ олардың салмағы да тең (δG). Бернулли теңдеуін шығару үшін 1-1 және 2-2 қималарының арасындағы сұйық денеге кинетикалық энергияның өзгеруі туралы механика теоремасын қолданамыз, оған сәйкес дененің кинетикалық энергиясының өзгерісі денеге жанасқан күштердің жұмысына тең. Жоғарыда аталғанға сәйкес, 1`-1` және 2-2 қималарының арасындағы сұйықтық телімінің кинетикалық энергиясы dt уақыты ішінде өзгерген жоқ, себебі бұл телімді шартты түрде қозғалмайтын деп есептеуге болады. Онда барлық сұйық дененің кинетикалық энергиясының өзгерісі бөлінген көлемдердің кинетикалық энергиясының айырымымен (3.4 суретте қарайтылған телімдер) есептеледі, дәлірек айтқанда, олардың массалары бірдей болғандықтан, олардың жылдамдықтары өзгертіледі, яғни:

Белгіленген аралықта жұмысты ауырлық күші мен қысым күші жасайды. Тілімшекті сорғының Wa жұмыс көлемін есептеу үшін, формула (12.1) пайдаланылуы мүмкін, бұл ретте жұмыс камерасының Wк көлемін оның шеткі сол жақ қалпында анықтау керек, яғни ол сору және айдау қуыстарынан оқшауланған кезде пайдаланылады. Бұл жағдайда:

F күшінің жанасу нүктесі қысым ортасы деп аталады (2.4 суреттегі D нүктесі). Көптеген жағдайларда ол қабырғаның С ауырлық ортасынан төмен жатады. Жеке жағдайда, еркін кеңістіктегі р0 қысым һСρg қарағанда біршама артық болған кезде, D қысым ортасы С ауырлық ортасымен сай келеді деп есептеуге болады.

Көлбеу қабырға тік бұрышты болған кезде, ол қысымдар таралымы тегіс эпюрасының геометриялық ауырлық ортасымен сай келеді

теңдеуінің әрбір мүшесін бG салмағына бөлейік. Сол кезде келесіні аламыз:

F күшті анықтау үшін еркін таңдалған В нүктесінің айналасында һ тереңдікте dS шексіз аз ауданды бөлеміз. Бұл ауданға dS шексіз аз күш әсер етеді. Таңдалған шексіз аз ауданның шегінде р қысымды тұрақты деп есептеуге болады.

теңдеуінің әрбір мүшесі меншікті энергияның жекелеген түрін (сұйықтық салмағының бірлігіне жататын энергия) білдіреді және сызықтық бірліктермен өлшенеді (СИ жүйесінде ол метрлер). z1 және z2 өлшемдері сұйықтықтың қималардағы қалпының меншікті энергиясы деп аталады. Оларды нивелирлік биіктік деп те атайды. p1 /pg және p2/ pg қатынастары сұйықтықтың қималардағы қысым (сығылу) энергиясын білдіреді және пьезометрлік биіктіктер деп аталады.өлшемдерінің сомасын сұйықтықтың қималардағы меншікті потенциалдық энергиясы деп атайды және олар гидравликада гидростатикалық күштер деген атауға да ие.

Бернулли теңдеуінің екі бөлігіндегі (3.6) соңғы қосылғыштар

2сұйықтықтың қималардағы меншікті кинетикалық энергиясы болып 2g табылады және жылдамдық күштері деп аталады.

Соңында,

сомалары сұйықтық ағыншасының әрбір қимасында толық меншікті энергия болып табылады. Гидравликада оны толық күш деп атау және

таңбасымен белгілеу қабылданған. (3.6) тәуелділігінің әрбір қосындысының энергетикалық мәнін қарастырғаннан кейін, барлық Бернулли теңдеуінің энергетикалық мәнін былайша құрауға болады: идеал сұйықтық ағынында оның толық меншікті энергиясы тұрақты өлшем болып табылады. Осылайша, алынған Бернулли теңдеуі идеалды сұйықтық ағыншасына арналған энергия сақтау заңы болып табылады.

Тұтқырлығы бар нақты сұйықтық ағыны қозғалмайтын қабырғалармен шектелген арна арқылы қозғалады дейік. Бұл кезде үйкеліс туындайды, ол ағын қимасы бойынша жылдамдықтардың таралуының біркелкі болмауына (3.5 сурет), сондай-ақ сұйықтық бір қимадан екіншісіне ауысқан кезде энергияны жоғалтуға алып келеді. Нақты сұйықтық ағынына арналған Бернулли теңдеуін ол қозғалмалы сұйықтыққа арналған энергия сақтау заңы болып табылатындығына негізделіп алайық. Бұл теңдеуді шығаруды екі кезеңмен жүргіземіз. Бірінші кезеңде ағын қимасы бойынша жылдамдықтардың әркелкі таралуын, ал екінші кезеңде энергияны жоғалтуды ескереміз. Шығару кезінде таңдалған қималар шегінде гидростатикалық күш тұрақты болып қалады деп есептейміз:

Бұл сұйықтықтың ағыншалы ағысы параллель қималар үшін сай, яғни бұл қималар жазық болып қалады. Сондықтан төменде алынатын теңдеу тек жазық және оларға ұқсас қималар үшін әрекет етеді.

Бірінші кезеңде нақты сұйықтық ағынының оның қимасындағы қуатын есептеуге арналған формуланы анықтаймыз. Бұл параметрді анықтау жылдамдықтар қайта таралатындықтан (3.5 сурет), сұйықтықтың әр түрлі қабаттарында энергия мөлшері әр түрлі болатындықтан күрделі болып келеді. Қимадағы қуатын анықтау үшін (мысалы, 3.5 суреттегі 1-1 қимада) ауданы шексіз аз сұйықтық ағыншасын таңдаймыз, оның шегінде сұйықтық жылдамдығы тұрақты болады, яғни -ға тең. Онда ағынша қимасының толық күші (немесе толық меншікті энергиясы):

dN ағыншасының dS ауданды қимадағы қуаты Н меншікті энергия мен сұйықтық салмағының туындысына тең, оны ағын осы қима арқылы уақыт аралығы ішінде өткізеді, яғни, қарапайым салмақтық шығын . (3.6) және (3.1) ескере отырып, ағынша қуатына арналған математикалық тәуелділікті аламыз:

Қимадағы барлық ағынның қуатын барлық қарапайым ағыншалардың қуатын қосу арқылы, яғни (3.9) өрнектен ауданы арқылы интегралды есептеу жолымен табамыз:

Математикалық түрлендірулерден кейін, нақты сұйықтық ағынының қуатына арналған тәуелділік келесі түрге ие болады:

мұндағы, - төмендегі формула бойынша анықталатын өлшемсіз коэффициент:

Бұл коэффициент Кориолис коэффициенті деп аталады және сұйықтық жылдамдығының нақты ағын қимасында әркелкі таралуын есерпке алады. Егер (3.11) формуладағы қосынды мен қосылғышты -ге көбейтетін болсақ, ондакоэффициенті берілген қимадағы нақты ағынның шынайы кинетикалық энергиясының осы қимадағы осы ағынның кинетикалық энергиясына қатынасы болып табылатындығы айқын. Кориолис коэффициентінің физикалық мәні де осыған негізделеді. (3.10) жақшалармен шектелген алгебралық өрнектерді нақты ағын қимасындағы толық күштің орташа мәні деп атау қабылданған, яғни:

орташа күші практикалық есептеулерде кеңінен қолданылады, себебі нақты сұйықтық ағынының механикалық энергиясын (немесе қуатын) сипаттайтын маңызды параметр болып табылады. Оны дәлелдеу үшін -ға қатысты (3.12) ескере отырып, (3.10) теңдеуін шешейік:

(3.13) тәуелділігін талдаудан тұрақты шығын Q кезінде H cp орташа күші N қуатқа пропроционал және берілген ағын шегінде осы қуатты бірден анықтайтындығын білдіреді. Сондықтан орташа күшін (3.12) формула бойынша қимадағы жылдамдықтардың әркелкі таралуын ескере отырып анықтаймыз, кейін оны нақты сұйықтық ағынының механикалық энергиясын сипаттайтын негізгі параметр ретінде пайдаланамыз. Енді сұйықтық қозғалысы кезіндегі энергияның жоғалуын ескерейік. Нақты ағындарда осы жоғалтулар әсерінен ақырғы қимадағы толық күштің орташа мәні әрдайым бастапқы қимаға қарағанда азырақ, яғни H cp1 > H cp2 . Сондықтан, энергия (орташа күш) теңгерімінің теңдеуін жазу кезінде, оның оң жақ бөлігіне hпот қосылғышын қосады, ол меншікті энергия жоғалтуларын ескереді. Сонда теңгерім теңдеуі келесі түрге ие болады:

немесе (3.12) ескере отырып,

(3.14) теңдеу нақты сұйықтық ағынына арналған Бернулли теңдеуі деген атқа ие. Бұл теңдеуді қолдану кезінде әрі қарай «орт» индекстері алынып тасталынады (3.2 қосымша тарауды қараңыз). Идеалды сұйықтық ағыншасына арналған Бернулли теңдеуі (3.6) мен нақты сұйықтық ағынына арналған теңдеуді (3.14) салыстырамыз. Осы салыстырудан соңғы теңдеудежәне hпот қосымша бар екендігі шығады. Ағын қимасы бойынша жылдамдықтар біркелкі таралған кезде1 (идеалдық сұйықтық ағыны). Нақты сұйықтық ағындарында Кориолис коэффициенті көптеген жағдайда 1<α≤2 шегінде жатады. Бастапқы және соңғы қима арасындағы телімде hпот толық күштің жиынтық жоғалуы қарастырылып отырған ағын телімінде орналасқан барлық гидравликалық кедергілердегі меншікті энергия жоғалуларының сомасынан шығады. Гидравликада бұл энергия жоғалтуларды екі топқа бөлу қабылданған: жергілікті жоғалтулар және ұзындық бойынша үйкеліс жоғалтулары. Жергілікті жоғалтулар hm- бұл жергілікті (локалды) гидравликалық кедергілердегі жоғалтулар, оларға ағынның бұрылысы, сығылуы немесе кеңеюі, сондай-ақ әр түрлі гидравликалық құрылғылар жатады (вентильдер, жиклерлер, және т.б.). Бұл кедергілердің көбісіндегі жоғалтулар құйын түзілісімен туындайды. Практика көрсеткендей, олар сұйықтық жылдамдығының квадратына пропорционал, ал олардың өлшемін бағалау үшін Вейсбах формуласы пайдаланылады:

мұндағы, - берілген жергілікті кедергідегі жоғалтуларды анықтайтын өлшемсіз коэффициент; - жергілікті кедергіде орналастырылған құбыр желілеріндегі орташа жылдамдық. Гидравликалық жоғалтулардың екінші түрі – ұзындық бойынша үйкеліс жоғалтулары, олар көбінесе тұрақты қималы ұзын тік құбырларда кездеседі. Ұзындық бойынша үйкеліс жоғалтулары сұйықтықтағы ішкі үйкеліспен де, құбыр қабырғаларына сыртқы үйкеліспен де туындайды. Бұл жоғалтулар құбырдың l ұзындығына пропорционал және оның d диаметріне кері пропорционал. Олар сұйықтықтың орташа жылдамдығына күрделі түрде тәуелді болады (ол кейін қарастырылады), бірақ барлық жағдайларда оларды бағалау үшін гидравлика үшін әмбебап Дарси формуласы қолданылуы мүмкін:

мұндағы, - ұзындық бойынша үйкеліс жоғалтуларының өлшемсіз коэффициенті, оны Дарси коэффициенті деп атау қабылданған. Гидравликалық жүйелерді есептеу кезінде энергия жоғалтуларын анықтау гидравликаның басты проблемаларының бірі екендігін айтып өту керек. Бұл мәселені қарастыруға аталған оқулықтың 5 тарауы арналған.

Бұрын айтылғандай, Бернулли теңдеуі қозғалатын сұйықтыққа арналған энергияны сақтау заңын білдіреді, ал осы теңдеудің әрбір мүшесі меншікті энергияның қандай да бір түрі болып табылады. Бұл ретте меншікті энергия түрлерінің кез келгені біршама қарапайым құрылғылардың көмегімен өлшенеді және олардың шкалаларында тиісті биіктіктермен көрсетіледі. Сондықтан, Бернулли теңдеуі лабораториялық қондырғыда көрнекі түрде көрсетілген және графиктер түрінде ұсынылған. Қарастырылып отырған лабораториялық қондырғы (3.6 сурет) айнымалы қималы әйнек түтікшеден тұрады, ол үстелдің көлденең бетіне бұрышпен орналасқан. Осы түтікше арқылы сұйықтық (су) қозғалады. Құбырдың үш қимасында (1-1, 2-2 және 3-3) жұптасқан әйнек түтікшелер орнатылған, олар өлшеу аспаптары болып табылады. Әрбір жұптағы бір түтікше (сол жақ) пьезометр болып табылады және ол берілген қимада p/(pg) пьезометрлік күшті өлшеуге қызмет етеді. Екінші (оң жақ) түтікше әрбір

қимада майысқан, және оның кесіндісі сұйықтық ағынына қарама-қарсы орнатылған. Мұндай түтікшелер (Пито түтікшелері деп аталады) жергілікті толық күштерді өлшеуге арналған (нивелирлік биіктіктерді ескерместен), яғни Сәйкесінше, Пито түтікшесі мен пьезометр көрсеткіштерінің айырымы жергілікті жылдамдық күшін білдіреді . Мұндай қондырғыда Бернулли теңдеуімен сипатталатын жылжымалы сұйықтыққа арналған энергияның сақталу заңын көрсетуге болады. Нивелирлік биіктіктерді есептеуге арналған жазықтық ретінде үстел жазықтығын қолданған дұрыс. Сол кезде жергілікті толық күш бастапқы 1-1 қимада үстел жазықтығынан Пито түтікшесіндегі сұйықтық деңгейіне дейінгі геометриялық биіктікке тең болады (А1 нүктесі). Бұл кесінді 1-1 қимадағы толық күш болып табылады:

ол 3.6 суретте көрсетілген үш кесіндіден тұрады. Бұл ретте олардың әрбірі лабораториялық қондырғыда өлшенеді. Оған ұқсас кесінділер 2-2 және 3-3 қималарда көрсетілген. Егер, ойша, Пито барлық түтікшелеріндегі деңгейлерді (А1, А2 және А3) қоссақ, толық күш сызығын аламыз (3.6 суреттегі А сызығы). Бұл сызық бастапқы 1-1 қимадан алшақтаған сайын, В көлденең сызығынан барынша ауытқиды. Ол сұйықтық қозғалған сайын гидравликалық жоғалтулардың жинақталуынан туындайды, және Н толық күштің төмендеуінің салдары болып табылады. Пьезометрлердегі деңгейлерді жалғастыратын осындай сызық (С1, С2 және С3) пьезометрлік сызық деп аталады (3.6 суреттегі С сызығы). Қарастырылып отырған лабораториялық қондырғы қозғалмалы сұйықтықтың әр түрлі энергия түрлерінің біреуінен екіншісіне өтуін бақылауға мүмкіндік береді. Мысалы, 1-1 қимадағы пьезометрлік күш (меншікті қысым энергиясы) p1 /( pg) және жылдамдық күші (меншікті кинетикалық энергия) v1 /(2g ) өлшемі бойынша бірдей болып белгіленген. Сұйықтық 1`-1` қимасына дейін қозғалған кезде сұйықтық жылдамдығы мен жылдамдық күші өзгермейді. Сондықтан А және С сызықтары бірдей иілген. v2 /(2g ) 1`-1` қимасынан 2-2 қимасына дейін қозғалған кезде, құбырдыңкөлденең ауданы кішірейеді, сондықтан сұйықтықтың жылдамдығы мен жылдамдық күші арта түседі, ол тар қимада 2-2 максималды мәнге жетеді. Ал толық күш

ұлғаймайтындықтан (жоғалтулар есебінен тіпті біршама төмендейді – А2 нүктесі), гидростатикалық күште төмендейді, ал пьезометрлік С сызығы күрт төмен ауытқиды (С2 нүктесіне дейін). Сұйықтық 2-2 қимадан 3`-3` қимаға дейін қозғалған кезде, кері үдеріс жүреді. Ағынның көлденең ауданы артқандықтан, сұйықтықтың жылдамдығы төмендейді, жылдамдық күші азаяды және пьезометрлік биіктік артады. Сондықтан 3`-3`-тен 3-3-ке дейін ағыс телімінде және әрі қарай жылдамдық күші (оның ішінде 3-3 қимада) ең аз.

Гидромеханикадағы қолданбалы мәселелерді шешу кезінде физикалық үдерістерді модельдеу әдістері кең қолданылады. Бұл әдістердің мәні нақты гидравликалық жүйені есептеу кезінде бұрын басқа гидрожүйелерде осындай үдерістерді зерттеу (немесе эксперименталдық зерттеу) кезінде алынған заңдылықтар пайдаланылады. Бұл жағдайда ендігі белгілі (ұқсас) шешімдерді пайдалану есебінен көптеген практикалық мәселелердің шешімі біршама жеңілдейді. Оған қоса, модельдеу әдістерінің көмегімен нақты құрылғының немесе құрылыстың жұмысын лабораториялық жағдайда біршама кіші өлшемде жасалған модельдерде зерттеу өткізуге болады. Бұл лабораториялық жағдайда зерттелетін нысанның кемшіліктерін анықтауға және оның құрылымына түзетулер енгізуге мүмкіндік береді. Лабораториялық модельдеу жаңа машиналар мен құрылыстарды әзірлеу кезінде қаражатты біршама үнемдеуге мүмкіндік береді. Модельдеу әдістерінің тиімділігі көп жағдайда ұқсас физикалық үдерісті (ұқсас модельді) жіті таңдау арқылы анықталады, яғни қандай құбылыстар және қандай жағдайларда ұқсас, қандайлары ұқсас емес екендігі туралы мәселені шешу. Екі үдерістің ұқсастық дәрежесін бағалау үшін гидромеханикада ұқсастық критерийлерін – теориялық түрде алынған, бірақ қолдану заңдылығы практика жүзінде дәлелденген өлшемдер (көбінесе өлшемсіз) пайдаланады. Аталған тарау осындай ұқсастық критерийлерін таңдауға және олардың әр түрлі практикалық мәселелерді шешу кезінде қолдану мақсатын талдауға арналады. Мысалы, 4.1 суретте көрсетілген І және ІІ ағындарының гидродинамикалық ұқсастығын толық сақтау үшін ұқсастықтың үш жеке түрін қамтамасыз ету керек: геометриялық, кинематикалық және динамикалық, осы ретте салыстырылатын ағындардың барлық ұқсас қималарында орындалуы тиіс. Геометриялық ұқсастық ұқсас нүктелердегі геометриялық өлшемдердің ұқсастығын білдіреді, яғни І ағындағы кез келген өлшемнің ІІ ағындағы ұқсас өлшемге қатынасы, ол өлшемдер масштабы деп аталады және тұрақты болуы керек:

Гидравликада геометриялық ұқсастық дегеніміз сұйықтық қозғалатын арналардың ұқсастығы, оның ішінде олардың көкжиекке қатысты орналасуы жатады. Сондықтан, екі ағынның геометриялық ұқсастығы екі арнаның өлшемдерін салыстыру арқылы біршама жеңіл тексерілуі мүмкін. Кинематикалық ұқсастық дегеніміз ұқсас нүктелердегі жылдамдықтардың ұқсастығы, яғни бірінші ағындағы кез келген жылдамдықтың екінші ағындағы ұқсас жылдамдыққа қатынасы, ол жылдамдық масштабы деп аталады, ол тұрақты өлшем болуы тиіс:

Ағындардың кинематикалық ұқсастығын бағалауға болатын критерийді (немесе белгіні) таңдау үшін екі геометриялық ұқсас ағынды қарастырайық (4.1 суретті қараңыз). Олар кинематикалық ұқсас болсын. Онда І ағынның 1-1 қимасында жылдамдықтардың таралу эпюрасы ІІ ағындағы 1-1 қимадағы жылдамдықтардың таралуын қайталайды. Шынында, бұл эпюралар тек өлшемі бойынша ғана өзгешеленеді, себебі І ағындағы кез келген жылдамдық ІІ ағындағыға қарағанда k есе үлкен, яғни 1-1 екі ағындағы қималардың жылдамдық таралу заңдары бірдей. Дәл осы 2-2 қималары үшін де әділ болады, олар 4.1 суретте бейнеленген, және осы ағындардағы кез келген басқа қималар үшін әділ болады.

Осылайша, екі геометриялық ұқсас ағындардың кинематикалық ұқсастық белгісі ұқсас қималарда жылдамдықтың таралуының бірдей заңдары бола алады. Динамикалық ұқсастық ұқсас нүктелерде әрекет ететін күштердің (өлшем мен бағыт бойынша) ұқсастығын білдіреді, яғни І ағындағы кез келген күштің ІІ ағындағы ұқсас күшке қатынасы, ол күш масштабы деп аталады және тұрақты болуы керек:

Нақты сұйықтықтар ағындарында әр түрлі күштер әрекет етеді: қысым, үйкеліс, ауырлық және т.б. Осы күштерді ұқсас нүктелерде салыстыру екі ағын үшін біршама күрделі мәселе болып табылады. сондықтан, динамикалық ұқсастықты бағалауды берілген ағында салыстыру күші ретінде қолданылатын күштердің бірімен әр түрлі күштерді салыстыра отырып жүргізеді. Мұндай күш ретінде инерция күшін алады. Динамикалық ұқсастықты бағалау кезінде қандай да бір нақты күштің -ке қатынасын табады. Егер екі ағын үшін алынған қатынастар бірдей болса, ағындар динамикалық ұқсас болып есептеледі. Мұндай қатынастарды ұқсастық критерийлері (немесе сандары) деп атайды. Гидромеханикада қолданылатын ұқсастық критерийлері өте көп. Олардың ішіндегі барынша жалпысы Ньютон саны Ne болып табылады. Ол жиынтық белсенді күштің қатынасының инерция күшіне пропорционал:

Алайда, бұл критерий кеңінен қолданылмайды, бірінші кезекте оны есептеу өте күрделі. Практикада ұқсастықтың жеке критерийлерін қолданады. Олар Ньютон критерийі сияқты қағидамен есептеледі, бірақ (4.1) түріндегі формулаға жиынтық күшті емес, жеке күшті қояды, ол берілген ағында барынша маңызды (басым) орынға ие және ағысты анықтайды. Мұндай күштер ретінде қысым, ауырлық күші және т.б. пайдаланылуы мүмкін. Бірақ, практика көрсеткендей, нақты сұйықтықтың күштік ағындары үшін барынша маңыздысы үйкеліс күші болып табылады. Бұл күштер қолданылатын критерий Рейнольдс Rе саны деп аталады. Бұл өлшемсіз параметрді инерция күшінің үйкеліс күшіне қатынасы ретінде анықтау қабылданған:

Осылайша, Рейнольдс саны Ньютон санының жекелеген жағдайы болып табылады, бірақ оны есептеген кезде кері қатынасты қолдану қабылданған (4.2). Қарастырылғаннан екі күштік ағын динамикалық ұқсас деген қорытынды жасауға болады, бұл ретте олардың ұқсас қималарындағы Рейнольдс сандары бірдей болуы тиіс.

Осылайша, жеке ұқсастықтарды талдаудан күштік ағындардың толық гидродинамикалық ұқсастығын қамтамасыз ету үшін төмендегілер қажет екендігі шығады: геометриялық ұқсастықты орындау; ұқсас қималарда жылдамдықтардың таралуының бірдей заңдарын қамтамасыз ету; ұқсас қималарда бірдей Рейнольдс сандарының болуы. Практика көрсеткендей, күштік ағындардың қималарындағы жылдамдықтардың таралу заңдары Рейнольдс санының мәнімен анықталады. Сондықтан, жоғарыда аталғанның барлығы Рейнольдс заңын қалыптастыруға мүмкіндік береді: екі геометриялық ұқсас күштік ағынның толық гидродинамикалық ұқсастығын қамтамасыз ету үшін осы ағындардың ұқсас қималарының кез келген жұбы үшін есептелген Рейнольдс санының теңдігі қажет. Рейнольдс Re критерийі немесе саны машина жасау гидрожүйелері үшін практикалық есептеулердің үлкен мәніне ие. Рейнольдс санының физикалық мәнін анықтау үшін келесі тәжірибе қолданылуы мүмкін. Сұйықтық ағынына қозғалыс бағытына перпендикуляр түрде шексіз аз қалыңдықты пластинаны саламыз (4.2 а сурет). Осы пластинаға ағынның әсер ететін күшін FИН -ге пропорционал деп есептейміз. Кейін осы пластинаны осы ағынға, бірақ қозғалыс бағытына параллель түрде орнатамыз (4.2 б сурет). Бұл жағдайда пластинаға ағынның әсер ететін күшін FТР -ге пропроционал деп есептейміз. Осы күштерді (4.2) формулаға қойып, Рейнольдс Re санына пропорционал өлшемді аламыз. Практикалық есептеулерде Rе қолдану үшін оны есептеуге арналған формуланы алайық. Ағын қозғалмайтын кедергіге әсер етуі мүмкін FИН инерция күшін сұйықтық тығыздығының ρ , шартты ауданның S және жылдамдық квадратының керек: v 2 туындысына пропорционал екендігін ескеру керек:

Үйкеліс күші жанама кернеулер мен шартты кеңістік ауданының S туындысына пропорционал:

(1.5) және (1.6) ескере отырып,

мұндағы, l - ағынның көлденең қимасының шартты геометриялық өлшемі. (4.3) және (4.4) тәуелділіктерін (4.2) формулаға қою арқылы және пропорционалдық таңбасының орнына теңдік таңбасын қойып, математикалық түрлендірулерден кейін Рейнольдс санын есептеу қабылданған формуланы аламыз:

Алынған формуланы дөңгелек құбырлар арқылы қозғалатын сұйықтық ағындары үшін қолданған кезде жылдамдық ретінде қимадағы орташа жылдамдықты, ал шартты өлшем ретінде құбырдың ішкі диаметрін алады. Онда:

Дөңгелек емес қималы күштік ағындар үшін гидравликалық диаметр Dr ұғымын енгізеді. Ол мән ретінде ағын қимасы S ауданының осы қиманың П периметріне қатынасын алады, ол төрт есе үлкейтілген, яғни Dr = 4S / П . (4.5) формулада геометриялық d диаметрінің орнына гидравликалық Dr қолданылады, яғни диаметр

Дөңгелек қима үшін геометриялық d диаметрі мен гидравликалық Dr диаметрі сай келетіндігін атап өту керек.

Нақты сұйықтықтар ағындарын эксперименталдық зерттеу оларда жүретін үдерістер ағыстың сипатына (түріне) тікелей тәуелді екендігін көрсетеді. Гидравликада ағыстың екі қағидаттық түрін ажыратады: ламинар және турбулентті.

Осы ағыстардың сипатын зерттеу үшін 4.3 а суретте келтірілген қондырғы пайдаланылады. Ол су резервуарынан 1 тұрады, ол арқылы сұйықтық мөлдір материалдан жасалған құбыр 5 арқылы ағып шығады. Құбырдың ұшында сұйықтық шығынын өзгертуге арналған кран 6 орналасқан. Оған қоса, су резервуарында 1 бояу ерітіндісі бар қосымша ыдыс 2 монтаждалған, ол түтікше 4 арқылы құбырдағы 5 су ағынының ортасына қарай әкелінуі мүмкін. Бояу шығыны кранмен 3 реттеледі. Кран 6 аздап ашық болған кезде құбырда 5 су ағысының төмен жылдамдығы қамтамасыз етіледі. Егер осы жағдайда кран 3 да ашық болса, су ағынында қозғалып тұрған бояу ағыншасын көруге болады (сур. 4.3 б). Ағыстың жылдамдығы аз болған кезде, ол негізгі ағынмен араласпайды. Ол судың көршілес ағыншалары да «өздігінен» қозғалатындығын, және бір бірімен араласпайтындығын білдіреді. Мұндай ағыс режимі ламинарлық деп аталады. Ламинарлық режим кезінде сұйықтық араластырусыз жеке ағыстармен қозғалады, токтың барлық сызықтары ағын арнасының формасымен анықталады, және егер ол тұрақты қималы тік бұрышты болып табылса, ток сызықтары қабырғаларға параллель. Ламинарлық ағында көзге көрінетін құйын түзілістері жоқ, бірақ сұйықтық бөлшектерінің лезде айналу орталықтарының айналасында шексіз кішкентей (нүктелі) құйындар болады. Егер кранның 6 ашылу дәрежесін біртіндеп ұлғайтса, онда сұйықтықтың ағыс жылдамдығы өсе бастайды және оның қандай да бір мәнінде бояудың ламинарлық ағыншасы құбырда 5 бұзыла бастайды (4.3 сурет, в). Мұндай жылдамдықты критикалық деп атау қабылданған (vкр). Ағыншаның бұзылуы бояудың құйындалуымен және оның көршілес су қабаттарымен араласуымен сүйемелденеді. Егер сұйықтық шығынын ұлғайтуды жалғастырса, онда ағынша құбырдан 4 шыққан соң бірден бұзылады. Мұндай ағыс режимін турбулентті деп атайды. Ағыстың турбуленттік режимінде сұйықтық ағыншаларының (қабаттарының) қарқынды араласуы жүреді және ірі және кіші құйындар түзіледі. Сұйықтықтың жекелеген бөлшектері хаос түрінде қозғалады, және олардың ешбірі екіншісінің траекториясын қайталамайды. Олар бойлық бағытта да, көлденең бағытта да орын ауыстырады. Сондықтан, турбуленттік ағыс кезінде жылдамдық пен қысым пульстенуші сипатқа ие. Аталған ағыс режимдерінің әрбіреуі үшін өзінің ерекшеліктері мен заңдары (көбінесе айрықша) тән. Сондықтан, есептік жолмен әрбір нақты жағдайдағы ағыс режимін анықтай білу керек. Ағыс режимінің критерийі ретінде Рейнолдьс Re саны пайдаланылады. Эксперимент нәтижелері дөңгелек құбырлардағы ламинарлық режимнің бұзылуы Re = 2300 тең болған кезде басталатындығын көрсетеді. Re мәнін Рейнольдстың критикалық саны деп атау қабылданған. Осылайша, Re<2300 кезінде тұрақты ламинарлық ағыс болады. Ламинарлық ағыс бұзылғаннан кейін тұрақты турбуленттік ағыс болмайтындығын естен шығармаған жөн. Тұрақты (дамыған) турбуленттік ағыс Re<4000 болған кезде орнығады. Рейнольдс санының 2000-4000 аралығындағы диапазонын кейде өтпелі облыс деп атайды, ол кезде не тұрақты ламинарлық, не дамыған турбуленттік ағыс болуы мүмкін емес. Сондай-ақ сұйықтықтың құбырлардағы ағыс режимдеріне әсер ететін жанама факторлардың бар екендігін атап өту керек. Оларға ең алдымен құбырлар дірілін, жергілікті гидравликалық кедергілерді, шығын пульсациясын және т.б. жатқызуға болады. Олардың барлығы сұйықтық ағысының турбуленттік режимін түзуге септігін тигізеді. Қорытынды ретінде практикада ламинарлық ағыстар тұтқыр сұйықтық ағындарында, әсіресе аздаған өтпе қималары бар құбырларда (арналарда) жиірек кездесетіндігін атап өту керек. Ол Рейнольдс санын есептеуге арналған (4.5) формуланы талдаудан шығады, себебі Re тұтқырлық артып, диаметр кішірейген сайын төмендейді. Мұндай ағындар минералды және синтетикалық майларды қолданатын көптеген машина жасаушы гидрожүйелерге тән. Турбуленттік ағыстар тұтқырлығы аз сұйықтықтардың ағындарында және өту қималары жоғары құбырларда кездеседі. Оларға гидравликалық жүйелердегі су немесе су негізді сұйықтықтарды, бензин, керосин, сондай-ақ әр түрлі газдарды айдауға арналған ағындар жатады.

Жоғарыда сұйықтық ағыстарының ламинарлық және турбуленттік режимдері қарастырылды, олар гидравликалық жүйелерде қалыпты пайдаланылған кезде болады. Бірақ, тамшылы сұйықтықтың агрегаттық күйі өзгеруі көрініс беретін ағыстар бар – олардың бөлігі газ тәріздес күйге өтеді. Ол көптеген жағдайларда ортаның тегістілігінің бұзылуына алып келеді, және, осының салдарынан, гидравликалық жүйелердің қалыпты жұмысында ақаулар пайда болады.

Мұндай проблемалар жергілікті гидравликалық кедергілермен гидромашиналарда туындауы мүмкін. Сұйықтықтың құбыр арқылы жергілікті ығысумен қозғалуын қарастырайық (4.4 сурет). Тар қимада 2-2 сұйықтық жылдамдығы U2 жоғары болады және Бернулли теңдеуіне сәйкес (3.5 қосымша тарауды қараңыз), - p2 қысым төмендейді. p1 қысымның артуы 1-1 бастапқы қимада шығынның артуына алып келеді, ол 2 жылдамдығының одан әрі артуын туындатады және p2 қысым одан бетер төмендейді. Осы ретте соңғы өлшем pн.п қаныққан булар қысымының мәніне дейін жете алады. Бұл жағдайда 2-2 қимада тамшылы сұйықтықтың газ тәріздес күйге қарқынды өтуі басталады, яғни бу-газды көпіршіктердің көп мөлшері түзіледі. Мұндай құбылысты тұрмыста қайнау, ал гидромеханикада кавитация деп атау қабылданған. Ол ағынның тегістілігінің бұзылуына және «ауа қақпақтарының» туындауына алып келеді. Көпіршіктердегі булар мен газдардың келесі конденсациясы одан бетер залал келтіруі мүмкін. Осы құбылысты қарастырайық. 2-2 тар қимасында түзілген булар мен газдардың көпіршіктері сұйықтықпен бірге қозғалады (4.4 суреттің оң жағы) және барынша жоғары қысым аймағына өтеді. Қысымның артуы 2-2 қимадан 3-3 қимаға дейінгі телімде жүреді. Барынша жоғары қысым аймағында бу конденсацияланады, яғни сұйық агрегаттық күйге өтеді, ал газдар сұйықтықта ериді. Конденсациялаушы көпіршік қуысы (бос кеңістік) сұйықтықпен өте жоғары жылдамдықта толығады – көпіршіктер «жұмылады». Бұл үдеріс жергілікті гидросоққылармен сүйемелденеді, яғни жекелеген нүктелерде қысым бұлқи түседі. Мұндай нүктелік бұлқулар қабырғаларда микросызаттар мен саңылаулардың туындауына алып келеді, ол олардың кавитациялық бұзылуға, одан кейін – барлық гидравликалық құрылғының істен шығуына алып келуі мүмкін. Кавитация кезінде жергілікті кедергілер коэффициенті күрт артатындығын атап өту керек. 4.5 суретте -ның түтікшеге арналған 2-2 тар қимадағы қысымға тәуелділігі көрсетілген, ол 4.4 суретте бейнеленген. Графика талдауы көрсеткендей, бұл кедергі коэффициентінің мәні p2 қысым өзгерісінің кең ауқымында тұрақты болып қалады, ал p2 pн.п болған кезде, яғни кавитация кезінде, күрт артады. Ол келесімен түсіндіріледі: кавитация кезінде 2-2 қимада кез келген уақыт сәтінде көпіршіктердің бірнеше саны болады, сондықтан ағынның нақты өту қимасы кішірейеді. Кавитацияны сүйемелдейтін теріс құбылыстарға байланысты оның туындауына көптеген гидрожүйелерде жол берілмейді.

Гидравликалық жүйелердің барлық элементтері сұйықтық қозғалысына әр түрлі кедергі келтіреді. Ол энергетикалық жоғалтуларға алып келеді, оларды гидравликада толық күш жоғалтулары ретінде жиі бағалайды, яғни сұйықтықтың толық меншікті энергиясын жоғалтуы болып табылады. Мұндай жоғалтуларды гидравликалық жоғалтулар деп атау қабылданған. 3.4 тарауда аталғандай, барлық гидравликалық жоғалтулар екі топқа бөлінеді: ұзындық бойынша үйкеліс жоғалтулары және жергілікті жоғалтулар. Осы жерде оларды есептеуге арналған негізгі математикалық тәуелділіктер келтірілген: Дарси формуласы (3.16) – құбыр ұзындығы бойынша үйкеліс жоғалтуларын анықтау үшін және Вейсбах формуласы (3.15) – жергілікті гидравликалық кедергілердегі жоғалтулар үшін. Бірақ ең алдымен практикалық есептеулер үшін осы тәуелділіктерді пайдалануды талдауға өтпестен бұрын, жоғалтулардың нақты сұйықтық ағындарының параметрлеріне әсерін және осы жоғалтуларды зерттеу кезінде қолданылатын әдістерді қарастырайық. Жалпы жағдайда ағын теліміндегі гидравликалық жоғалтуларды есептеуге арналған формуланы 1-1 және2-2 таңдалған қималарының арасында нақты сұйықтыққа арналған Бернулли теңдеуінен (3.14) алуға болады:

5.1 өрнекте квадрат жақшалармен қарастырылып отырған ағынның бастапқы және соңғы қималарындағы толық меншікті энергия (толық күштер) көрсетілген. Гидравликалық жоғалтулар сұйықтық ағынын сипаттайтын параметрлердің өзгеруіне алып келеді. Жоғалтулардың ағын параметрлеріне әсерін талдау үшін формуланы (5.1) бір типті қосындыларды топтастыру арқылы түрлендірген ыңғайлы:

Ағыстың кейбір жағдайларына арналған алынған тәуелділікті қарастырайық.

Ең жиі кездесетін ағындардың бірі тұрақты диаметрі бар тікбұрышты көлденең құбыр жүйесіндегі сұйықтық ағысы болып табылады (сурет 5.1 а). Бұл жағдайда 1-1 және 2-2 қималарының бірдей ауданынан 1және 2

қысымның p1 -ден p2 -ге дейін өзгеруі түрінде көрінеді, яғни, қысымның құлауы:p= p1 -p2 . 1-1 және 2-2 қималарда пьезометрлерді орнату арқылы (5.1 а суретті қараңыз), өлшеуіш p1 /(pg) және p2 /(pg) күштері hпот өлшеміне ие, оны пьезометр деңгейлерінің көрсеткіштерінің h айырымы түрінде табуға болады. Қарастырылған мысалдан гидравликалық жоғалтулар қысымның төмендеуіне алып келетіндігі шығады. Олар кинематикалық қатынастармен – шығын теңдеуімен (3.3.) анықталатын сұйықтық жылдамдықтарының өзгерісіне алып келе алмайды. Ағын параметрлеріне жергілікті кедергілердегі жоғалтулар осыған ұқсас әсерлерін тигізеді. Мұндай кедергілерге, тұрақты қималы құбыр желісіне орнатылған жылжытқышты жатқызуға болады (5.1 б сурет). Гидравликалық кедергілердегі күш жоғалтуларын зерттеу кезінде 1.1 тарауда аталған екі зерттеу әдісі де кең қолданылады. Осылайша, дөңгелек құбырлардағы ламинарлық ағысты қарастыру кезінде есептік тәуелділіктерді теориялық жолмен алуға болады. Көптеген жергілікті кедергілердегі жоғалтулар коэффициенттерін анықтауды жиі эксперименталдық әдістермен өткізеді. Осылайша, кедергілері әр түрлі гидравликалық жүйелерді есептеу кезінде теориялық жолмен де, эксперименталдық жолмен де алынған тәуелділіктер қолданылады.

4.2 тарауда айтылғандай, ламинарлық ағыс дегеніміз сұйықтық араластырылмайтын ағыншалы ағыс болып табылады. Осы ретте сұйықтықта оның тұтқырлығынан туындаған үйкеліс пайда болады. Ламинарлық ағыс теориясы Ньютонның үйкеліс заңына негізделеді (1.3.2. қосымша тарауда қарастырылған (1.5) формуланы қараңыз). Сұйықтық құбыр арқылы қозғалған кезде қабырғаға жақын орналасқан ағынша үйкеліс әсерінен нөлдік жылдамдыққа ие болады (5.2 а сурет). Сұйықтықтың келесі ағыншасы біршама тезірек қозғалады. Ал сұйықтық ағынның ортасында ең үлкен жылдамдыққа жетеді. Ламинарлық ағыс кезінде жылдамдықтардың таралу заңы квадратты сипатқа ие, яғни жылдамдықтардың таралу эпюрасы (А сызығы) квадратты парабола болып табылады және математикалық тәуелділікпен сипатталады:

мұндағы, r0 және r – сәйкесінше құбырдың радиусы және жергілікті жылдамдық м анықталатын еркін радиус. (5.3) тәуелділік r=0 кезінде максималдыmax  және орташа ср жылдамдықтардың арасындағы байланысты орнатуға мүмкіндік береді:

Аталған тараудың шегінде әрі қарай тек жергілікті жылдамдықтар қарастырылады, олардың «орт» индекстерін алып тастаймыз.

а – жылдамдықтардың таралу эпюрасы; б – жоғалтулардың шығынға тәуелділігі Оған қоса, (5.3) тәуелділігін (3.12) формуласына қойып, Кориолис коэффициентін анықтау үшін математикалық түрлендірулерден кейін ламинарлық ағыс режимі үшін оның сандық мәнін анықтауға болады: л 2 . Осылайша, ламиналық ағыс кезінде Рейнольдс санына тәуелсіз түрде жылдамдықтардың таралу заңы квадраттық сипатқа ие және дөңгелек құбыр үшін (5.3) формуласымен анықталады, ал осы таралуды Бернулли теңдеуінде ескеретін Кориолис коэффициенті екіге тең (л 2 ). Дөңгелек құбырлардағы ламинарлық ағысты зерттеу кезіндегі маңызды мәселе гидравликалық жоғалтуларды анықтау болып табылады. 3.4 тарауда Дарси формуласы (3.16) келтірілген болатын, ол орташа v жылдамдықта d диаметрлі және ұзындығы l құбырдағы hтр үйкеліске күш жоғалтуларын бағалайды, ол құбырларда кез келген ағыстар кезінде қолданылады. Алайда, осы формулаға кіретін ұзындығы бойынша үйкеліс күшінің жоғалтулар коэффициенті (Дарси коэффициенті) әр түрлі жағдайлар үшін әр түрлі математикалық тәуелділіктермен анықталады. Оны есептеуге арналған барынша қарапайым тәуелділік ламинарлық ағыс режимінде орын алады:

(5.4) формуладан ламинарлық ағыс режимі кезінде Дарси коэффициенті Рейнольдс критерийімен (санымен) анықталатындығы көрінеді. (5.4) формула сондай-ақ теориялық түрде орныққан ламинарлық ағыс кезінде таңдалған сұйықтық көлемінің тепе-теңдік шартынан да шыға алады. Ламинарлық ағысты қарастыру кезінде үйкеліс күші жоғалтуларының сұйықтық шығынына тәуелділігін анықтау керек, ол ламинарлық ағындары бар гидравликалық жүйелердің жұмысын зерттеу кезінде өте маңызды. Ол үшін Дарси формуласына (3.16) (5.4) тәуелділікті қоямыз:

(4.5) формуланы ескере отырып, келесіні аламыз:

Соңғы математикалық өрнекке (3.2) формуладан табылатын v орташа жылдамдық пен Q шығынын байланыстыратын тәуелділікті қою керек, яғни

Сонда, алгебралық түрлендірулерден кейін ламинарлық ағыс кезіндегі құбыр желісіндегі Q шығынға hтр үйкеліс күшінің гидравликалық жоғалтуларына математикалық тәуелділігін аламыз:

Соңғы тәуелділік Пуазейль формуласы деген атауға ие және машина жасау гидрожүйелерінде кеңінен қолданылады. Ол сондай-ақ қысым жоғалтуларын анықтау үшін де пайдаланылуы мүмкін. Мұндай формуланы күш жоғалтулары және қысым жоғалтуларының арасында пайдалану арқылы, яғни (5.2) тәуелділігімен аламыз:

Пуайзейль формуласы ламинарлық ағыс кезіндегі гидравликалық жоғалтулар шығынға пропорционал екендігін көрсетеді, яғни бірінші кезекте шығынға тәуелді. Бұл тәуелділіктің графигі тік сызық болып табылады (5.2 б сурет). Сондықтан мұндай жоғалтуларды сызықтық деп атау керек. 5.2 б суреттегі сызық иілімі құбыр желісінің геометриялық параметрлеріне (l және d), сондай-ақ жұмыстық сұйықтықтың қасиеттеріне тәуелді болатындығын ескеру қажет. Оның иіліміне кинематикалық тұтқырлықтың v әсер ететіндігі ерекше маңызды, ол сұйықтық температурасына тәуелді (1.4 суретті қараңыз). Сондықтан 5.2 б суреттегі сызық иілімі де осы температураға тәуелді болады. Осылайша, су күшінің гидравликалық жоғалтуларының ламинарлық ағыс кезінде шығынға тәуелділігі сұйықтық температурасына әсер етеді. Соңғы жағдай гидравликалық жүйелердің эксплуатациялық сипаттамаларына теріс әсер етуі мүмкін, олар қоршаған орта температурасы өзгерген кезде қатты ауытқиды.

Турбуленттік ағыс ағыншалар мен сұйықтық қабаттарының қарқынды араласуымен сипатталады, ол кезде ірі және ұсақ көптеген құйындар түзіледі. Сұйықтықтың жекелеген бөлшектері хаосты түрде қозғалады және олардың ешбірі екіншісінің траекториясын қайталамайды.

а – ток сызықтары; б – жылдамдық өзгерісі; в – жылдамдықтардың таралу эпюрасы; г – жоғалтулардың шығынға тәуелділігі Шекаралас Турбуленттік ағыс режимінде ток сызықтары да хаостық сипатқа ие (5.3 сурет а). 5.3 а суретте бір нүкте арқылы (мысалы,С нүктесі) екі ток сызығы өтетіндігі көрінеді, сәйкесінше, әр түрлі уақытта бұл нүктеде әр түрлі жылдамдықтар болған. Егер арнайы аспаптың көмегімен осы нүктедегі уақыт аралығындағы өзгерістерді жазатын болса, онда тербелетін тәуелділікті көреміқзаба(т5.3 б сурет). Практика көрсеткендей, турбуленттік ағыс кезінде тербелуші сипатқа қысым мен басқа параметрлер де ие болады, яғни турбуленттік ағын кезінде физикалық параметрлер айнымалы, сәйкесінше, турбуленттік ағыс орнықпаған ағыс болып табылады. Алайда, 5.3 б суреттегі тәуелділік талдауынан C жылдамдық тербелісі қандай да бір орташаланған жылдамдық мәнінің ycp аясында өтетіндігі көрінеді. Дәл осылай турбуленттік ағынның Тубрбауслентатік ағыста тербелетін параметрлерін орташалауға болады. Сондықтан, әрі қарай турбуленттік ағысты шартты түрде орныққан деп есептейміз, ал тербелетін параметрлердің орнына олардың орташаланған мәндерін қолданамыз. 5.2 тарауда көрсетілгендей, ламинарлық ағыс кезінде жылдамдықтардың таралу эпюрасы ағын қимасы бойынша параболалық сипатқа ие (5.3 в суреттегі А сызығы). Турбуленттік ағыс кезінде ағыншалардың араласуы және сұйықтық бөлшектерінің көршілес қабаттар арасындағы алмасуы себебінен ағынның орталық бөлігінде жылдамдықтардың теңесуі жүреді (5.3 в суреттегі В сызығы), ал қабырғада, керісінше, жылдамдықтар лезде өзгереді, ол ламинарлық ағысқа қарағанда біршама елеулі. Жалпы жағдайда турбуленттік ағыс кезіндегі жылдамдықтардың таралу эпюрасы тік төртбұрышқа (немесе трапецияға) ұқсас, ол идеалдық сұйықтыққа тән (3.2 а суретті қараңыз). Ағын қимасы бойынша жылдамдықтардың әркелкі таралуын ескеретін Кориолис т коэффициенті турбуленттік режимде 2-ден біршама төмендеп, 1-ге жақындайды. Турбуленттік ағыстар үшін практикалық мәселелерді шешу кезінде т =1 деп қабылдайды. Турбуленттік ағыс режимі кезінде су күшінің гидравликалық жоғалтуларын бағалау үшін Дарси формуласы (3.16) қолданылады. Алайда, жоғалтулар коэффициенті (әрі қарай -т ), турбуленттік ағындарда өтетін біршама қиын үдерістермен анықталады, ал оның мәні тек Рейнольдс санына (ламинарлық ағындардағы сияқты) ғана емес, сонымен бірге құбыр қабырғаларының бұлдырлығына тәуелді болады. Турбуленттік ағыстардың үдерістерін қарастыру кезінде құбырларда ерекше назар сұйықтық ағыншаларына аударылуы тиіс, себебі олар қабырғаларға тікелей жанаса қозғалады. Жылдамдықтардың таралу эпюрасында көрінетін (5.3 в суреттегі В сызығы) талдау бойынша, қабырғалар маңында олардың мәндері үлкен емес. Сондықтан қабырға бойында төмен жылдамдықты ерекше қабат түзіледі, оны тұтқыр қосалқы қабат деп атау қабылданған. Турбуленттік ағыс кезінде кедергі заңдарын қарастыру үшін құбырларда Re өзгеріс диапазонын (4000 және одан жоғары) үш ерекше салаға бөлген дұрыс. Бірінші ерекше салада, сұйықтық ағысының жылдамдықтары салыстырмалы түрде аз болған кезде (Рейнольдс саны да аз), тұтқыр қосалқы қабат қабырғаның бұлдырлығын толығымен жасырады, сондықтан бұлдырлық қозғалыс кедергісіне практикалық әсер етпейді. Бұл сала гидравликалық тегіс құбырлар саласы деген атау алады. Сұйықтық қозғалысының жылдамдықтары артқан кезде (Re саны да артады) тұтқыр қосалқы қабаттың қалыңдығы жұқара бастайды және екінші ерекше салада ол арқылы бұлдыр қабырғаның бұлдыршақтары өтеді, сондықтан бұлдырлық сұйықтық қозғалысының кедергісіне әсер ете бастайды. Үшінші ерекше салада сұйықтық ағысының жоғары жылдамдықтары кезінде (Re мәні де жоғары) ағын кедергісіне анықтаушы әсерді қабырғалардың бұлдырлығы береді. Белгіленген ерекше салаларды бөлетін шекаралар айқын көрінетін сипатқа ие еместігін және тек Рейнольдс санына ғана емес, сондай-ақ қабырғалардың бұлдырлық дәрежесіне де тәуелді екендігін атап өту қажет. Турбуленттік ағыс кезінде құбырларда өтетін үрдістерді талдағаннан кейін, барлық аталған құбылыстарды есептік тәуелділіктерде ескерудің күрделілігі айқын болады. Шынында, турбуленттік ағыстар үшін қазіргі уақытта жеткілікті қатаң және нақты теория жоқ. Сондықтан, олардың есептеу негізінде Дарси формуласы жатыр және әр түрлі эксперименталдық

Осы эксперименталдық мәліметтер әр түрлі анықтамалықтарда кестелер, графиктер және эмпирикалық формулалар түрінде беріледі. т есептеуге арналған ең қарапайым эмпирикалық формулалардың бірі А.Д.Альтшул ұсынған формула болып табылады:

мұндағы, - бұлдырлық бұлдырларының эквиваленттік (шартты) биіктігі. Альтшул формуласы әмбебап болып табылады және турбуленттік ағыстың үш ерекше саласының кез келгеніне қолданылуы мүмкін. Бірақ гидравликалық тегіс құбырлар саласы үшін Блазиус формуласын қолданған дұрыс:

Коэффициент мәнін анықтау тәсілдерін сипаттағаннан кейін, турбуленттік ағыс кезінде су күші жоғалтуларының шығынға тәуелділігін қарастыру керек. Алдында аталғандай, ламинарлық ағыс кезінде күшті жоғалту шығынға пропорционал түрде артады. Бұл тәуелділік 5.3 г суретте көрсетілген (0А тік сызығы). өтпелі салада (5.3 г суреттегі АВ) ағыстың ламинарлықтан турбуленттіге өтуі жүреді және кедергінің әлдебір секірісі байқалады. Әрі қарай турбуленттік ағыс кезінде жоғалтулардың барынша күрт hтp артуы байқалады, олардың шығынға тәуелділік дәрежесі квадратқа жақындай түседі. Осылайша, турбуленттік ағыстың барлық диапазонында гидравликалық күш жоғалтуларының шығынға тәуелділік қисығы квадратты парабола немесе оған жақын болады.

Жергілікті кедергілерге құбырлардың қысқа телімдерін жатқызады (арналар), оларда көлемі мен бағыты бойынша сұйықтық қозғалысының жылдамдықтарының өзгеруі жүреді. Қарапайым жергілікті кедергілерді шартты түрде ағын қимасындағы өзгерістерден (кеңею, сығылу) туындаған кедергілер және сұйықтық қозғалысы бағытының өзгеруімен байланысты кедергілер деп бөлуге болады. Бірақ жергілікті кедергілердің көпшілігі аталған жағдайлардың комбинациясы болып табылады, себебі ағынның бұрылысы оның қимасының өзгеруіне алып келуі мүмкін, ал ағынның кеңеюі (сығылуы) – сұйықтықтың тік сызықты қозғалысынан ауытқуға алып келеді (5.1 б суретті қараңыз). Оған қоса, әр түрлі гидравликалық арматура (крандар, вентильдер, клапандар және т.б.) қарапайым жергілікті кедергілердің комбинациясы болып табылады. Жергілікті кедергілерге сондай-ақ сұйықтық ағындарын бөлумен және біріктірумен байланысты құбыр желілерінің телімдерін жатқызады. Жергілікті гидравликалық кедергілер турбуленттік сұйықтық ағыстары бар гидрожүйелердің жұмысына елеулі әсер ететіндігін естен шығармау керек. Ламинарлық ағындары бар гидрожүйелерде көптеген жағдайларда бұл күштік жоғалтулар құбырлардағы үйкеліс жоғалтуларымен салыстырғанда кішірек. Берілген тараудың аясында турбуленттік ағыс режимі кезіндегі жергілікті гидравликалық кедергілер қарастырылады. Жергілікті кедергілердің сантүрлілігіне қарамастан, олардың көпшілігінде қозғалыс жылдамдықтарының өзгерісі құйындардың туындауына алып келеді, олар өз айналымы үшін сұйықтық ағынының энергиясын қолданады (5.1 б суреттен қараңыз). Осылайша, көптеген жергілікті кедергілерде күштің гидравликалық жоғалтуларының негізгі себебі құйын түзілісі болып табылады. Практика көрсеткендей, бұл жоғалтулар сұйықтық жылдамдығының квадратына пропорционал, және оларды анықтау үшін Вейсбах формуласы пайдаланылады (3.15). Алайда, турбуленттік сұйықтық ағындары бар машина жасау гидрожүйелерінде ішінде ламинарлық ағыстар бар жергілікті кедергілер кездесуі мүмкін. Мұндай кедергілердегі жоғалтулар бірінші дәрежедегі жылдамдыққа (және шығынға) пропорционал, яғни сызықтық сипатқа ие. Олар 5.5 тарауда қарастырылады.

а – кенет кеңеюлер; б – кенет сығылулар; в – біртіндеп кеңеюлер; г – біртіндеп сығылулар; д – дөңгеленбейтін құбыр бұрылысы; е – дөңгеленетін құбыр бұрылысы Вейсбах формуласы бойынша күш жоғалтуларын есептеу кезінде  жергілікті кедергінің өлшемсіз коэффициентін анықтау өте қиын болып табылады. Жергілікті гидравликалық кедергілерде жүретін үрдістердің күрделілігінен теория жүзінде мәнін табу тек жекелеген жағдайларда мүмкін болады, сондықтан бұл коэффициент мәндерінің көпшілігі эксперименталдық зерттеулердің нәтижесінде анықталады. Турбуленттік ағыс режиміндегі барынша кең таралған жергілікті кедергілерге арналған  коэффициентін анықтау тәсілдерін қарастырайық. Ағынды кенеттен кеңейту үшін (5.4 а сурет), p коэффициентіне арналған теориялық түрде алынған формула бар, ол кеңеюге дейінгі аудан S1 мен одан кейінгі ауданның S2 қатынасымен тікелей анықталады: S . Сұйықтық құбырдан бакқа ағатын, яғни ағынның құбырдағы қимасының ауданы S1  бактағы осындай ауданнан S2  біршама кіші болған кездегі жекелеген жағдайды атап өту керек. Сонда (5.9) формуладан шығады. Ағынды кенеттен сығу үшін (5.4 б сурет), теория жүзінде ұқсас формула алу мүмкін емес. Сондықтан, кенеттен сығылу кезіндегі күштің жоғалу коэффициентінс анықтау үшін И.Е.Идельчик ұсынған эмпирикалық формула пайдаланылады, ол да кеңеюге дейінгі аудан мен одан кейінгі ауданның S2 қатынасын ескереді:

Ағынды кенеттен сығу үшін де сұйықтық құбыр бойымен бактан шығатын жекелеген жағдайды атап өту қажет, яғни құбырдағы ағын қимасының ауданы S2 бактағы осындай ауданнан S1 біршама кіші болады. Сонда, (5.10) формуладан с =0,5 екендігі шығады. Гидравликалық жүйелерде ағынның біртіндеп кеңеюі (5.4 в сурет) және ағынның біртіндеп сығылуы (5.4 г сурет) өте жиі кездеседі. Кеңейетін арнаны гидравликада диффузор, ал сығылатынды – конфузор деп атау қабылданған. Егер конфузор 1`-1` және 2`-2` қималарында біртіндеп өту арқылы орындалса, оны сопло деп атайтындығын атап өту керек. Бұл жергілікті гидравликалық кедергілер жеткілікті үлкен ұзындықтарға l болуы мүмкін (әсіресе кіші бұрыштары кезінде). Сондықтан, ағын геометриясының өзгеруінен туындаған құйын түзілісі әсерінен жоғалтулардан басқа, бұл жергілікті кедергілерде ұзындық бойынша үйкеліс жоғалтуларыда ескеріледі. Біртіндеп кеңею және біртіндеп сығылу коэффициенттерінің мәндерін (5.9) және (5.10) формулаларына түзету коэффициенттерін енгізу арқылы табады: п.р kpp және п.с kcc . kp және kc түзету коэффициенттері бірліктен кіші сандық мәндерге ие, олар бұрышына, сондай-ақ қималар мен 1`-1` және 2`-2` өтулерінің үйлесімділігіне тәуелді болады. Олардың мәндері анықтамалықтарда келтірілген. Барынша кең таралған жергілікті кедергілерге ағындардың бұрылыстары да жатады. Олар құбырдың кенет бұрылысымен (5.4 д сурет) және біртіндеп бұрылысымен (5.4 е сурет) көрініс табуы мүмкін. Құбырдың кенеттен бұрылысы (немесе бүкпесі) елеулі құйын түзілістерін туындатады (5.4 д суретті қараңыз) және сондықтан күштің біршама жоғалуына алып келеді. Бүкпе кедергісінің коэффициенті к бірінші кезекте бұрылыс бұрышымен анықталады және анықтамалықтан таңдалуы мүмкін. Құбырдың біртіндеп бұрылуы (немесе тармақ) құйын түзілісін біршама төмендетеді, сәйкесінше, күш те азаяды. Берілген кедергіге арналған от коэффициенті бұрылыс бұрышына ғана емес, сондай-ақ салыстырмалы бұрыш радиусына R/d да тәуелді болады (5.4 е суретті қараңыз). коэффициентін анықтау үшін әр түрлі эмпирикалық тәуелділіктер бар, олар анықтамалықтарда келтірілген. Гидравликалық жүйелерде кездесетін басқа жергілікті кедергілердің жоғалту коэффициенттері де анықтамалық бойынша айқындалады. Бір құбырға орнатылған екі не одан көп гидравликалық кедергілер егер олардың арасындағы қашықтық 40d (d – құбыр диаметрі)болса, өзара әсер етуі мүмкін.

Алдыңғы тарауда жергілікті гидравликалық кедергілер қарастырылған болатын, олардың күштік жоғалтулары жылдамдық немесе шығын квадратына пропорционал болады. Жоғалтулар тәуелділігінің квадраттық сипаты – ең көп таралғандығын, бірақ жергілікті кедергі үшін жекелеген жағдай екендігін ескерген дұрыс.

Машина жасау гидрожүйелерінде ішінде ламинарлық ағыстары бар жергілікті кедергілер кездеседі. Мұндай кедергілердегі күштік жоғалтулар жылдамдыққа (немесе шығынға) бірінші дәрежеде пропорционал келеді, яғни сызықтық сипатқа ие. Оған қоса, сұйықтықтың ламинарлық ағысы кезінде құбырлардағы жергілікті кедергілердің коэффициенттері әрдайым тұрақты болып тұрмайды. Көрсетілген кедергілер жоғалтуларының квадратталған тәуелділіктері бар кедергілерге қарағанда біршама сирек кездеседі, және белгілі бір мәні болмайды, бірақ жекелеген гидрожүйелерді есептеу кезінде оларды ескеру қажет. Мысал ретінде жиклерді қарастырамыз (сур. 5.5.), оның арнасында ламинарлық ағыс жүреді. Жиклердегі күштік жоғалтулар арнадағы үйкеліс жоғалтуларынан және осы арнадан шығу кезіндегі ағынның кенеттен кеңеюінен жинақталады. Бұл ретте көрсетілген жоғалтулардың бірінші түрі бірінші дәрежедегі жылдамдыққа (себебі арнада ламинарлық ағыс), ал екіншісі – жылдамдық квадратына (құйын түзу жоғалтуларына) пропорционал болады. Егер жоғалтулардың екі түрін де назарға алатын болсақ, жиклер кедергісінің коэффициентіне арналған формула келесі түрге ие болады:

Бұл кез келген жергілікті кедергінің коэффициентіне арналған жалпы өрнек болып табылады. Бірінші қосынды (5.11) сызықтық жоғалтуларды, екіншісі – квадраттық жоғалтуларды ескереді. Бірінші және екінші қосындының арасындағы қатынас әрбір нақты кедергінің геометриялық өлшемдеріне тәуелді болады. (5.11) тәуелділікті пайдалану гидравликалық жүйелерді есептеу кезінде ауқымды күрделенулерге алып келеді. Алайда практика көрсеткендей, жергілікті кедергілердің көп бөлігінде жоғалтулардың бір түрі екіншісінен біршама артық болады, сондықтан нақты есептеулерді жүргізу кезінде (5.11) формула қосындыларының бірін түсіріп тастайды. Егер квадратталған жоғалтулар сызықтықтан асып түссе, онда (5.11)-де бірінші қосындыны алып тастайды және сонда B const Мұндай кедергілер 5.4 тарауда егжей-тегжейлі қарастырылған. Егер квадратталған жоғалтулар сызықтық жоғалтулардан біршама аз болса, онда екінші қосындыны алып тастайды және сонда болады. Алайда мұндай тәуелділікті практика жүзінде пайдалану әрдайым оңтайлы емес. Сондықтан кедергісінің сызықтық заңы бар жергілікті кедергілер үшін (немесе сызықтыққа жуық заңмен) эквиваленттік ұзындық әдісін жиі қолданады. Бұл әдістің мәні жергілікті кедергі үшін эквиваленттік ұзындық және шартты диаметр (немесе қиманың шартты ауданы) берілетіндігіне негізделеді. Бұл ретте олардың мәндері шартты түрде құбыр желісіндегі күштік жоғалтулар берілген гидравликалық кедергілердегі жоғалтуларға тең болатындай етіп таңдалады. Онда осы жергілікті кедергідегі жоғалтуларды анықтауды құбыр желісіне арналған есептік тәуелділіктер бойынша жүргізеді. Мұндай кедегілерге көптеген сүзгілер, сондай-ақ сызықтық дроссельдер (13.2 тарауда қарастырылады) және кейбір жиклерлер жатады.

Сұйықтықтың бак қабырғасындағы H 0 тереңдікте орналасқан диаметрі d 0 саңылау арқылы кейбір артық p1 қысымы бар газды ортаға ағып шығуын қарастырайық (сурет 6.1 а). Бұл ретте, егер саңылау бак өлшемі және H 0 тереңдігіне қарағанда кішірек болса, онда бактың басқа қабырғалары мен сұйықтықтың еркін беті сұйықтықтың саңылауға ағып келуіне әсер етпейді. Бұл жағдайда ағып шығу сипаты 6.1 б суретте көрсетілген. Сұйықтық бөлшектері саңылауға әр түрлі траекториялар бойынша қозғала отырып, оған жақын орналасқан көлемнен жақындайды. Олардың кейбірі саңылауға түскен кезде өз қозғалысының бағытын 900-қа өзгертуі керек. Себебі әрбір бөлшектің массасы бар, ол өз қозғалысының бағытын лезде өзгерте алмайды. Оның салдары ағып шығу кезінде сұйықтық ағыншасының сығылуы болып табылады. Ағыншаның сығылу үрдісі саңылаудың бір диаметріне теңдеу қашықтықта толығымен аяқталады, және одан кейін ағынша көлденең қимасының диаметрі d c болатын цилиндр формаға ие болады. Егер саңылау сыртқы жағынан жүзі алынып тасталған қалың қабырғада орын алса, онда ағып шығу шарттары дәл осындай болады.

Ағыншаның сығылу дәрежесі сығылу коэффициентімен бағаланады, ол ағыншаның көлденең қимасы ауданының саңылау ауданына тең болады:

Қарастырылып отырған саңылау арқылы сұйықтықтың шығынын анықтайық. Ол үшін екі қимаға арналған Бернулли теңдеуін жазамыз (6.1 а сурет): 0-0 қима және 1-1 қима. 0-0 қима – бактағы сұйықтықтың ашық кеңістігі, сәйкесінше, ондағы қысым , ал сұйықтық жылдамдығын нөлге тең деп санауға болады. Ағыншаның 1-1 қимасы ағынша цилиндр форманы қабылдаған бөлігінде таңдалуы тиіс; онда осы қимадағы қысым қоршаған ортаның қысымына тең болады. Егер салыстыру жазықтығы ретінде саңылау осі арқылы өтетін көлденең жазықтықты алатын болсақ, онда келесі шығады:

мұндағы, - Кориолис коэффициенті, ол ағыншаның 1-1 қимасы бойынша жылдамдықтың әркелкі таралуын ескереді; - 1-1 қимадағы сұйықтықтың орташа жылдамдығы; - сұйықтық бөлшектерінің саңылаудың кіріс ернеуіне тежелуін ескеретін саңылау кедергісінің коэффициенті. Теңдеудің оң жақ бөлігіндегі бірінші қосындыны сол жақ бөлігіне ауыстырып, оны

есептік күш ретінде белгілейміз, онда

осыдан сұйықтықтың ағып шығуының орташа жылдамдығы

мұндағы, - өлшемсіз мөлшер, ол жылдамдық коэффициенті деген атқа ие және ол төмендегі формуламен анықталады:

Идеалдық сұйықтық ағып кеткен жағдайда, (6.3) формуладан шығады, яғни идеалдық сұйықтықтың ағып шығу жылдамдығы

Осылайша, (6.3) және (6.4) формулаларды салыстыру негізінде жылдамдық коэффициентінің физикалық мәнін қалыптастыруға болады. Бұл нақты сұйықтықтың орташа ағып шығу жылдамдығының осы жағдайдағы идеалдық сұйықтықтың ағып шығу жылдамдығының қатынасына тең өлшем болып табылады. Нақты сұйықтық ағып шыққан кезде коэффициентінің бірліктен аз екендігі анық. Ағып шығу кезінде Q шығынын нақты сұйықтықтың орташа ағып шығу жылдамдығының және ағыншаның тірі қимасының нақты ауданының туындысы ретінде анықтаймыз. (6.1) және (6.3) формулаларды қолданып, келесіні аламыз:

Екі өлшемсізжәне коэффициенттерінің туындысын шығын коэффициенті деп атау қабылданған және ол былай белгіленеді:

Онда,

(6.6) формуладан келесі шығады:

Осылайша,шығын коэффициентінің физикалық мәні оның сұйықтықтың ағып шығуы кезіндегі Q нақты шығынның ағыншаның сығылуы мен ағып шығу кедергісі болмаған кезде туындайтын Qи шығынының қатынасына тең болуы болып табылады. Идеалдық сұйықтықтың ағып шығуы кезіндеQи шығын болып табылмайтындығына назар аудару керек, себебі идеалдық сұйықтық нақты сұйықтықтан тұтқырлығының болмауымен ерекшеленеді. Идеалдық сұйықтықтың ағып шығуы кезіндегі сұйықтық бөлшектерінің инерциялық қасиеттерімен байланысты ағыншаның сығылу әсері үйкеліс болмаған жағдайда өте көп дәрежеде көрінеді. Практика жүзінде (6.6) формула біршама сирек пайдаланылады, себебі әсіресе жабық гидрожүйелерде Hp есептік күшті анықтау кезінде қиындықтар туындайды. Сондықтан келесі түрлендірулерді жүргіземіз. Бак ішінде саңылау осінің деңгейінде одан аздап алшақ жерде (сұйықтық жылдамдығы нөлге тең болатындай орында) p, қысымды белгілейміз (6.1 а суретті қараңыз), сонда саңылау арқылы сұйықтықтың ағып шығуы орындалатын қысымның p құлауы келесі түрде жазылады:

Осы формуладан Hp күшін өрнектеп, және оны (6.6) формулаға қою арқылы, төмендегіні аламыз:

(6.7) формуласының көмегімен негізгі мәселе – ағып шығу кезіндегі сұйықтық шығыны анықталады. Ол машина жасау гидрожүйелерінде элементтерді есептеу кезінде кең қолданылады. Осылайша, біз үш коэффициентті енгіздік және, олар сұйықтықтың ағып шығу үрдісін сипаттайды. Олардың барлығы Рейнольдс Re санының функциялары болып табылады. Алайда ағып шығуы Re барынша жоғары мәндерінде жүретін тұтқырлығы аз сұйықтықтар үшін (бензин, су және т.б.) бұл коэффициенттер үнемі тұрақты: 0,64;0,97; 0,62 . Квадратты кедергі саласында дөңгелек саңылаулар арқылы минералдық майлар ағып шыққан кезде 0,62 қабылдауға болады.

Сұйықтық жабық арналар арқылы аққан кезде, сұйықтықтың газды ортаға емес, дәл осы сұйықтықпен толтырылған кеңістікке ағып шығуын көруге болады (6.2 сурет). Мұндай ағып шығуды деңгейден ағып шығу немесе батырылған саңылау арқылы ағып шығу деп атайды. Мұнда, алдыңғы жағдайдағы сияқты, Q шығынын анықтау кезінде Бернулли теңдеуін құрастыру керек. Оны 1-1 және 2-2 қималары үшін жазамыз, онда сұйықтықтың қозғалыс жылдамдықтары нөлге тең деп қабылданады:

мұндағы, ho- сұйықтық 1-1 және 2-2 қималарының арасында қозғалған кездегі күш жоғалтулары. Күш жоғалтуларын анықтау кезінде бұл жағдайда олардың екі құрамадан шығатындығын ескеру керек:

мұндағы, ho - саңылаудың кіріс ернеуіне сұйықтықтың бөлшектері тежелген кездегі күш жоғалтулары; hв.р -сұйықтық саңылаудан өткеннен кейін бактағы кенеттен кеңеюге күштерді жоғалту.

ho жоғалтулары саңылау арқылы газды ортаға ағып шыққан кездегі жоғалтуларға тең:

Деңгейден ағып шығу кезінде сұйықтықтың бөлшектері саңылаудан өту кезінде алған ағыншаның барлық энергиясы тыныштықтағы сұйықтыққа түскен кезде құйын түзілісіне жоғалатындығын ескеру керек. Сондықтан, hв.р жоғалтулары сан түрінде тиісті жылдамдық күшіне тең, ол Кориолис коэффициентін ескере отырып, ағыншадағы сұйықтықтың орташа жылдамдығы бойынша есептелген:

Осылайша, күштің жиынтық жоғалтулары

Алынған өрнекті Бернулли теңдеуіне қойып, келесіні аламыз:

Егер, бұл теңдеуде есептік күш ретінде

өрнегін алатын болсақ, онда түрлендірулерден кейін ағыншаның сығылған қимасындағы сұйықтықтың орташа жылдамдығын анықтайтын формуланы алуға болады:

ол (6.2) формуламен ұқсас. Бұл, ағып шығу кезіндегі Q шығынды анықтайтын формуланы алу үшін қажетті түрлендірулерді өткізіп, (6.6) және (6.7) формуланы алуға болатындығын білдіреді. Осылайша, газды ортаға ағып шығу сияқты, деңгейден ағып шығу кезінде Q шығынды анықтайтын есептік формулалар бірдей түрге ие. Оған қоса, практика көрсеткендей, осы формулаларда қолданылатын және коэффициенттері ағып шығудың екі жағдайында да Рейнольдстың тиісті сандарының теңдігінде бірдей мәндерге ие болады.

Алынған (6.6) және (6.7) формулаларын талдау S o және Hp өзгермеген кезде саңылау арқылы ағып шығу кезінде Q шығынының артуы шығын коэффициенті артқан кезде мүмкін болады деген қорытынды жасауға болады. Бұл мәселенің шешілуіне әр түрлі конструкциялы саптамалар әсер етеді. Саптамалардың келесі түрлері бар: цилиндрлік (сыртқы және ішкі), конустық (қосылатын және ажырайтын), коноидалды және біріктірілген. Сыртқы цилиндрлік қаптама дегеніміз кіріс ернеуі өңделмейтін қалың қабырғадағы қысқа түтіше немесе бұрғылам (6.3 сурет). Оның ұзындығы l=(3..5)d, мұндағы d – саңылау диаметрі. Практикада газды ортаға ағып шығу кезінде цилиндрлік қаптамалар арқылы сұйықтықтың екі ағып шығу режимін көруге болады: үзіліссіз (6.3 а суретті қараңыз) және қабырғалардан ағынмен үзілу (6.3 б суретті қараңыз).

Ағып шығудың үзіліссіз режимі қаптама ішінде сұйықтық ағыны алдымен әлдебір минималды көлденең қимаға дейін сығылатындығымен сипатталады. Оның ауданын ағыншасының сығылу коэффициенті арқылы анықтаймыз. Оны сұйықтық жұқа қабырғадағы саңылау арқылы ағып шыққан кезде алуға болады (6.1 тарауды қараңыз), кейін ол саптамадағы саңылау өлшеміне дейін кеңейеді. Ақырында қаптамадан ағып шығудың осындай режимінде оның шыға берісінде ағынша сығылмайды және ағынша қимасының ауданы саптамадағы өту қимасының ауданына тең болады. Сондықтан осы жағдайда Q шығынын (6.7) формула бойынша анықтау кезінде шығын коэффициенті  болады. Бұл жағдай үшін саптама ішінде сұйықтықтың турбуленттік ағыс режимі кезінде 1 және жоғалтулар коэффициенті 0,5 болған кезде (күш жоғалтулары кенеттен сығылу кезіндегі жоғалтулар сияқты анықталады), шығын коэффициенті

Алынған жылдамдықжәне шығынкоэффициенттерін осы коэффициенттердің сұйықтық жұқа қабырғадағы саңылау арқылы ағып шыққан кездегі мәндерімен0,97, 0,62 салыстырсақ,цилиндрлік саптама арқылы үзіліссіз ағып шығу кезінде Q шығыны осындай саңылау арқылы жұқа қабырғадан ағып шығуға қарағанда көбірек болатындығын көрсетеді. Ағындағы саптамадан шыға берістегі сұйықтықтың орташа жылдамдығы осы кезде азырақ болады. Жылдамдықтың төмендеуі жұқа қабырғадағы кіру ернеуінде туындайтын жоғалтулармен салыстырғанда саптамадағы күштің үлкен жоғалтуларымен туындаған. Осы ретте Q шығынының артуы саптамадан шыға берісте ағынша сығылуының болмауы салдарынан туындайды. Оған қоса, үзіліссіз ағу кезінде саптама кіреберісінде ағын сығылады, ол Бернулли заңына сәйкес, сұйықтық қозғалысының жылдамдығы артатындығын көрсетеді, ал осы жердегі қысым ағып өту жүретін жердегі қысыммен салыстырғанда кішірейеді. Осы ретте, ағынның сығылу дәрежесі, сәйкесінше, тар қимадағы қысымның төмендеу дәрежесі де есептік күшке Hp қарағанда көбірек. Оған қоса, саңылаудың кірме ернеуінде қысымның үлкен құлауы байқалады, ол Hp бірдей болған кезде сұйықтықтың жұқа қабырғадағы саңылау арқылы өтуінен төмен.Осыныңнәтижесіндебактансаптамағасұйықтықтың қосымша келуі және Q шығынның артуы қамтамасыз етіледі. Саптама кіреберісінде ағынның сығылуымен, сондай-ақ Hp есептік күштен сығылу дәрежесінің тәуелділігімен саптама арқылы ағып шығу режимінің күрт өзгеруі байланысты. Ол белгілі бір критикалық есептік күш H кp кезінде орындалады, ол судың атмосфераға ағуы кезінде 14 м су бағанын құрайды. Сырттай бұл ағып шығу режимінің ауысуы сұйықтық ағыныnсаптама қабырғаларына үзіліп, сұйықтық оларға тиместен атмосфераға ағатындай көрінеді. Ағып шығудың бұл режимі ағынның саптама қабырғаларынан үзілуі арқылы ағып шығу деген атау алды (6.3 б суретті қараңыз). Ағын қабырғалардан үзілгенге дейінгі ағып шығуда ағынның тар қимасындағы қысым қаныққан булардың қысымына жуықтайды. Жоғарыда аталғандай (4.3 тарау), ағында мұндай қысым кезінде кавитацияның туындауын күту қажет. Алайда ағыстың кавитациялық режимі газды ортаға ағып шығу кезінде қалыптасып үлгере алмайды. Туындайтын кавитацияның бастапқы кезеңі газды ортаның қаптама ішіне енуіне септігін тигізеді. Осы сәттен бастап, сұйықтық ағыншасы сығылудан кейін саптама қабырғаларымен әрекеттесуін тоқтатады және ендігі кеңейместен, саптама ішінде оның қабырғаларына жанаспастан қозғала бастайды. Ағып шығу жұқа қабырғаның саңылау арқылы ағып шығуға ұқсай бастайды (6.1 тарау), және коэффициенттері де бірдей болады. Осылайша, ағып шығу режимі ауысқан кезде шығынның ағын қимасы ауданының біршама қысқаруы есебінен 20%-ға жуық төмендеуі байқалады. Ағын қабырғалардан үзілгеннен кейін, Hp ағыс күшін төмендете бастаса, онда үзілісті ағып шығу режимі ағыс күшінің ең кіші мәндеріне дейін сақталады, ол үшін саптаманың ішкі беті өздігінен ылғалдануы тиіс. Бұл цилиндрлік саптама арқылы ағып шығу режимі Hp < H кp кезінде де мүмкін екендігін білдіреді. Сәйкесінше, режимі де мүмкін. Hp < H кp кезінде ағып шығудың екі Егер сұйықтық цилиндрлік саптама арқылы деңгейден ағып шықса, онда ағын қабырғалардан ажырамайды. Саптама ішіндегі ағынның тар қимасындағы қысым сұйықтықтың қаныққан булар қысымына жуықтай бастаған сәттен бастап, саптамаға кіре берісте кавитация басталады және онымен байланысқан саптама кедергісі артады. Осылай, жұқа қабырғадағы саңылау орнына сыртқы цилиндрлік саптаманы қолдану жүзеге асады. Ол есептік күш пен саңылаудың көлденең өлшемдерінің дәл осындай мәндерімен үзіліссіз ағып шығу режимінде саптама арқылы шығынның артуын қамтамасыз етеді.

Алайда сыртқы цилиндрлік саптаманың кемшіліктері де бар: үзіліссіз ағып шығу режимінде – үлкен кедергі және шығынның жеткіліксіз жоғары коэффициенті;

үзілісті ағып шығу режимінде – шығынның төмен коэффициенті; Hp < H кp кезінде газды ортаға ағып шығу режимінің қосарлануы; деңгей астымен ағып шығу кезінде кавитацияның туындау мүмкіндігі. Мұны цилиндрлік саптаманы жиклер, дроссель немесе форсунка ретінде пайдалану кезінде ескеру қажет. Сыртқы цилиндрлік саптамалардың сырт бейнесін саптаманың кіреберіс ернеуін дөңгелету арқылы жақсартуға болады. Жиклерлер үшін саңылауға кіре берісте конустылық бұрышы 600 құрайтындай етіп жүзін алып тастау ұсынылады. Саптаманың кіре беріс ернеуінің дөңгелену радиусы үлкен болған сайын, оның кедергі коэффициенті төмен және шығын коэффициенті жоғары бола түседі. Қисықтық радиусының шегінде, қабырғаның бірде қалыңдығында, цилиндрлік саптама коноидалды саптамаға немесе соплоға жақындай түседі.

а – коноидалды саптама немесе сопло; б – диффузорлық саптама Коноидалдық саптама (сопло) (6.4 сурет а) табиғи сығылатын ағынша формасы бойынша белгіленеді, сондықтан саптама шыға берісіндегі сұйықтық ағыны үзіліссіз, параллель-ағыншалы және кавитацияның туындауына тұрақты болады. Бұл саптама үшін ағыншаның сығылу коэффициенті 1, ал 0,96...0,99 . Диффузорлық саптама (6.4 б сурет) сопло мен диффузор жинағы болып табылады. Шыға берісте диффузорды оңтайлы бұрышпен орнату керек. Ол саңылаудың өту қимасы (1-1 қима) мен есептік күшті өзгертпестен сұйықтық шығынын сопло арқылы өткен кездегі шығынмен салыстырғанда 2,5 есе арттыруға мүмкіндік береді. Диффузорлық саптаманың кемшілігі оның 1-1 тар қимада кавитацияның туындатуы мүмкін екендігінде болып табылады.

Гидравликалық құрылғыларда бөлшектердің өзара орналасуымен құрастырылған өту қималары арқылы Q шығынды анықтау кезінде, шығын коэффициентін бағалаумен қатар, саңылаудың өту қимасының S ауданын бөлшектердің бірінің екіншісіне қатысты х ауытқу функциясында анықтау керек. Негізінен, х өлшемі өту қимасының ашықтық дәрежесін анықтайды.

Есептеулер үшін келесі формуланы қолдану ұсынылады:

мұндағы, S(x) - өту қимасының есептік ауданы, ол жабушы бөлшектің х ауытқу мәні бойынша анықталады: p p1 p2 - өту қимасындағы қысымның құлауы.

К е с т е 6.1

6.1 кестеде және 6.5 суретте шығынды анықтау мәселелерін шешу кезінде ең көп кездесетін жағдайларды талдау нәтижесінде алынған есептік схемалардың негізгі нұсқалары келтірілген. Негізінен, олар диаметрі d дөңгелек өту қимасын жабатын бөлшектің формасымен, және саңылау мен жабушы бөлшектің көлденең өлшемдерінің қатынасымен өзгешеленеді. Олардың әрқайсысы үшін квадраттық кедергі саласында шығын коэффициентінің ұсынылатын мәндері және тиісті өту қимасының ауданын S(x) бағалауға мүмкіндік беретін формула беріледі.

Құбыр желісін гидравликалық есептеу кезінде оның тұтыну күшін Н потр жиі анықтайды – ол құбыр желісінің бастапқы қимасында пьезометрлік биіктікке сан түрінде тең өлшем. Егер тұтыну күші берілсе, оны жарамды күш Нрасп деп атау қабылданған. Бұл жағдайда гидравликалық есептеу кезінде сұйықтықтың құбыр желісіндегі Q шығыны мен оның d диаметрі анықталады. Құбыр желісі диаметрінің мәні МЕМСТ 16516-80 сәйкес, белгіленген қатардан таңдалады.

Таралымдары жоқ құбыр желісі қарапайым деп аталады.

Кеңістікте еркін орналасқан тұрақты өту қимасы бар қарапайым құбыр желісінде (7.1 а сурет) жалпы l ұзындығы мен d диаметрі болсын, және бірқатар жергілікті кедергілері І және ІІ болсын. Бастапқы 1-1 және соңғы 2-2 осы құбыр желісінің қималары үшін Бернулли теңдеуін жазайық, ол кезде осы қималардағы Кориолис коэффициенттері бірдей деп есептейік қысқартқаннан кейін

мұндағы, Z1, Z2 - сәйкесінше бастапқы және соңғы қималардың ауырлық орталарының координаталары; p1 , p2 - сәйкесінше құбырдың бастапқы және соңғы қималарындағы қысым; құбыр желісіндегі ағыс күшінің hпот жиынтық жоғалтулары.

Осыдан тұтыну күші

Алынған формуладан көрініп тұрғандай, тұтыну күші жиынтық геометриялық биіктіктен құралады арқылы қозғалу үрдісінде көтеріледі.

z =z2 - z1 , оған сұйықтық құбыр желісі Гидравликада құбыр желісінің статикалық күші ретінде Нст = z+p2 /(pg) сомасын қолдану қабылданған.

а – есептік схема; б – ламинарлық ағыс режимі кезіндегі тұтыну күшінің сипаттамалары; в – турбуленттік ағыс кезіндегі сипаттамалар Онда, h жиынтық жоғалтуларын Q шығының дәрежелік функциясы ретінде қоя отырып, төмендегіні аламыз:

мұндағы, K және m – құбыр желісіндегі ағыс режимі мен жергілікті кедергілердің сипаттамаларына тәуелді өлшемдер. Ламинарлық ағыс кезінде сұйықтық ағыстары мен сызықтық жергілікті кедергілерде ( балама эквиваленттер берілген), жиынтық жоғалтулар

Сұйықтықтың турбуленттік ағысы және жергілікті квадраттық кедергілер кезінде ( жоғалту коэффициенттері берілген) (3.15) және (3.16) формулаларды қолдану ұсынылады. Формулалардағы орташа сұйықтық жылдамдығын шығын арқылы алмастыра отырып, ағыс күшінің жиынтық жоғалтуларын аламыз:

Осыдан (7.2) формулада

, ал дәреже көрсеткіші m = 2 . Осы ретте жалпы жағдайда ұзындығы бойынша үйкеліс жоғалтуларының коэффициенті де Q шығынының функциясы екендігін ұмытпаған жөн. Әрбір нақты жағдайда дәл осылай жасай отырып, күрделі емес алгебралық түрлендірулер мен есептеулерден кейін, берілген қарапайым құбыр желісіне арналған тұтыну күшінің талдау тәуелділігін анықтайтын формуланы аламыз. Мұндай тәуелділіктердің үлгілері графикалық түрде 7.1 б, в суреттерде келтірілген. Жоғарыда келтірілген формулаларды талдау Нпотр тұтыну күшін анықтау бойынша мәселелер құбыр желісіндегі Q шығын мен оның d диаметрі белгілі болған кезде қиын еместігін көрсетеді, себебі Re кр = 2300 критикалық мәнін оның нақты мәнімен салыстыра отырып, құбыр желісіндегі сұйықтықтың ағыс режимін әрдайым бағалауға болады, ол кезде (4.5) және (3.2) тәуелділіктері келесі формуламен есептеледі:

Ағыс режимін анықтағаннан кейін күш жоғалтуларын 5 тараудың формулалары бойынша есептеуге болады. Егер Q және d өлшемдері белгісіз болса, көптеген жағдайда ағыс режимін бағалау қиын болады, сәйкесінше, құбыр желісіндегі ағыс күшінің жоғалтуларын анықтайтын формулаларды таңдау қиындай түседі. Мұндай жағдайда не кезектескен жақындату әдісін қолдану, ол көптеген есептеу жұмыстарын қажет етеді, не графикалық әдісті қолдану ұсынылады, оны қолдану кезінде құбыр желісінің тұтыну күшінің сипаттамасын құру қажет.

H-Q координаталарындағы аналитикалық тәуелділіктің (7.2) графикалық көрінісі берілген құбыр желісі үшін гидравликада тұтыну күшінің сипаттамасы деп аталады. 7.1 б суретте тұтыну күшінің бірнеше мүмкін сипаттамалары келтірілген (сызықтық – ағыстың ламинарлық режимінде және сызықтық жергілікті кедергілерде; қисық сызықтық – ағыстардың турбуленттік режимінде және құбыр желісінде квадраттық жергілікті кедергілер болған жағдайда). Графиктерде көрсетілгендей, H ст статикалық күшінің мәні оң болуы да мүмкін (сұйықтық қандай да бір z биіктікке беріледі немесе ақырғы қимада p2 артық қысым бар), теріс те болуы мүмкін (сұйықтық төмен аққан кезде немесе ол қуысқа қарай қозғалған кезде). Тұтыну күшінің сипаттамаларының күштілігі құбыр желісінің кедергісіне тәуелді және құбырдың ұзындығы артқан сайын және оның диаметрі кішірейген сайын артады, сондай-ақ жергілікті гидравликалық кедергілердің саны мен сипаттамаларына тәуелді болады. Оған қоса, ағыстың ламинарлық режимінде беріліп отырған өлшем сұйықтықтың тұтқырлығына да тәуелді болады. Тұтыну күші сипаттамалрының абсцисса осімен қиылысу нүктесі (7.1 б, в суреттегі А нүктесі) құбыр желісіндегі сұйықтықтың ол өз бетімен аққан кездегі шығынын анықтайды. Тұтыну күшінің графикалық тәуелділіктері қарапайым құбыр желілерін де, күрделі желілерді де есептеген кезде Q шығынын анықтау үшін қолданылады. Сондықтан, осындай тәуелділікті құру әдістемесін қарастырайық (7.2 а сурет). Ол келесі кезеңдерден тұрады. 1-ші кезең.(7.3)формуланықолдана отырып, Qкр критикалық шығынының мәнін, тиісті Re кр = 2300 анықтаймыз, және оны шығындар осінде белгілейміз (абсциссалар осі). Qкр -ден сол жақта орналасқан барлық шығындар үшін құбыр желісінде ламинарлық ағыс режимі болатыны анық, ал Qкр -дан оң жақта орналасқан шығындарда турбуленттік болады. 2-ші кезең. Н1 және Н2 тұтыну күштерінің құбыр желісіндегі шығындар кезіндегі мәнін есептейміз, ол Qкр -ға тең, тиісінше Н1 - ламинарлық ағыс режиміндегі есептеу нәтижесі, Н2 - турбуленттік нәтиже. 3 -ші кезең. Ламинарлық ағыс режимі үшін тұтыну күшінің сипаттамасын құрастырамыз ( Qкр -дан аз шығындар үшін). Егер құбыр желісінде орнатылған жергілікті кедергілер шығыннан жоғалтулардың сызықтық тәуелділігіне ие болса, онда тұтыну күшінің сипаттамасы сызықтық түрге ие. 4 -ші кезең. Турбуленттік ағыс режиміне арналған тұтыну күшінің сипаттамасын құрамыз ( Qкр -дан асатын шығындар үшін). Барлық жағдайда қисық сызықты сипаттама пайда болады, ол екінші дәрежеге жақындайды. Аталған құбыр желісі үшін тұтыну күшінің сипаттамасы бар кезде, жарамды күштің Н расп белгілі мәні бойынша Qx ізделініп отырған шығын мәнін табамыз (7.2 суреттегі а). Егер құбыр желісінің ішкі d диаметрін табу керек болса, онда бірнеше d мәндерін бере отырып, тұтыну күшінің Н потр диаметрге d тәуелділігін құру керек (7.2 сурет б). Әрі қарай жуық ірі диаметр алынады. Н потр мәні бойынша стандартты d ст қатардан ең жуық ірі диаметр алынады.

а – тұтыну күшінің қисығы; б – диаметр анықтауға арналған қисық Бірқатар жағдайларда гидрожүйелерді есептеу кезінде тұтыну күшінің сипаттамасының орнына құбыр желісінің сипаттамасын қолданады. Құбыр желісінің сипаттамасы – құбыр желісіндегі ағыс күшінің жиынтық жоғалтуларының шығынына тәуелділігі. Бұл тәуелділіктің аналитикалық көрінісі келесі түрге ие:

(7.4) және (7.2) формулаларын салыстыру құбыр желісінің сипаттамасы тұтыну күшінің сипаттамасынан Н ст статикалық ағыс күшінің болмауымен ерекшеленетіндігі туралы қорытынды береді, Нст=0 ал тәуелділіктер сәйкес келеді.

Қарапайым құбыр желілерінің қосылыстарын есептеу әдістерін қарастырайық. Ұзындығы, диаметрі, жергілікті кедергілер жинағы әр түрлі бірнеше қарапайым құбыр желілерінің (7.3 а суреттегі 1, 2, 3) кезектескен қосылысы бар болсын. Бұл құбыр желілері кезектесіп қосылғандықтан, олардың әрқайсында сұйықтықтың Q бірдей шығыны болады. Барлық қосылыс үшін ағыс күшінің жиынтық жоғалуы (M және N нүктелерінің арасында) hMN әрбір қарапайым құбыр желісіндегі ағыс күшінің жоғалуынан жинақталады (h1 ,h2 және h3 ), яғни кезектескен қосылыс үшін келесі теңдеулер жүйесі әділ:

Әрбір қарапайым құбыр желісіндегі ағыс күшінің жоғалтулары тиісті шығындардың мәндері арқылы анықталуы мүмкін:

(7.5) теңдеулер жүйесі (7.6) тәуелділіктермен толықтырылып, құбыр желілері кезектесіп қосылған гидрожүйені есептеуге негіз болады. Егер есептеудің графикалық әдісі қолданылса, онда қосылыстың жиынтық сипаттамасын құрау қажеттілігі туады. 7.3 б суретте кезектескен қосылыстың жиынтық сипаттамасын алу тәсілі көрсетілген. Ол үшін 1,2,3 қарапайым құбыр желілерінің сипаттамалары қолданылып, (7.6) тәуелділігі бойынша құрылады. Кезектескен қосылыстың жиынтық сипаттамасына тән нүктені құрау үшін (7.5) сәйкес, бастапқы құбыр желілеріндегі ағыс күшін жоғалтуларды бір шығынға жинақтау керек. Осы мақсатпен графикте еркін тік сызық жүргізіледі ( Q' еркін шығыны кезінде). Осы тік сызық бойынша тік сызықтың құбыр желілерінің сипаттамаларымен қиылысқаннан туындаған кесінділерді жинақтайды ( h1 ,h2 жәнеh3 жоғалтулары). Осылайша алынған А нүктесі қосылыстың жиынтық сипаттамасына тиесілі болады. Сәйкесінше, бірнеше қарапайым құбыр желісінің кезектескен қосылысының жиынтық сипаттамасы берілген шығында бастапқы сипаттамалар нүктелерінің ординатасын қосу нәтижесінде алынады. Параллель дегеніміз екі ортақ нүктесі бар құбыр желілерінің қосылысы (таралу нүктесі және қосылу нүктесі). Үш қарапайым құбыр желісінің параллель қосылу мысалы 7.3 в суретте келтірілген. Гидрожүйедегі сұйықтықтың таралу нүктесіне (М нүктесі) дейінгі және қосылу нүктесінен кейінгі (N нүктесі) Q шығыны бірдей және параллель тарамдардағы және Q3 шығындар сомасына тең. Q1,Q2 Егер толық күштерді M және N нүктелерінде QM және HN арқылы белгілейтін болсақ, әрбір құбыр желісі үшін күшті жоғалту осы күштердің айырымына тең болады:

яғни, параллель құбыр желілерінде күш жоғалтулары әрдайым бірдей. Бұл осындай қосылыс кезінде, әрбір қарапайым құбыр желісінің әр түрлі гидравликалық кедергілеріне қарамастан, және шығындары олардың арасында жоғалтулар тең болатындай етіп таралатындығымен түсіндіріліеді.

Осылайша, параллель қосылысқа арналған теңдеулер жүйесі келесі түрге ие:

Қосылысқа кіретін әрбір құбыр желісіндегі күш жоғалтулары (7.6) түрдегі формуламен анықталады. Осылайша, (7.7) теңдеулер жүйесі (7,6) формуламен толықтырылып, құбыр желілерінің параллель қосылыстарының гидрожүйелерін есептеудің негізі болып табылады. 7.3 г суретте параллель қосылыстың жиынтық сипаттамасын алу тәсілі көрсетілген. Ол үшін 1,2,3, қарапайым құбыр желілерінің сипаттамалары қолданылады, олар (7.6) тәуелділігі бойынша құрастырылады. Параллель қосылыстың жиынтық сипаттамасына жататын нүктені алу үшін (7.7) сәйкес, бастапқы құбыр желілеріндегі бірдей күш жоғалту кезіндегі шығындарды қосу керек. Осы мақсатпен графикте еркін көлденең сызық жүргізіледі (еркін жоғалту h' болған кезде). Осы көлденең бойынша графикалық түрде құбыржелілерінің бастапқы сипаттамаларымен қиылысуынан туындаған кесінділерді( Q1 ,Q2 жәнеQ3 шығындары) жинақтайды. Осылайша алынған В нүктесі қосылыстың жиынтық сипаттамасына тиесілі. Сәйкесінше, құбыр желілерінің параллель қосылысының жиынтық сипаттамасы берілген жоғалтулар кезінде бастапқы сипаттамалардың абсцисса нүктелерін қосу нәтижесінде алынады. Осындай әдіспен тарамдалған құбыр желілеріне арналған жиынтық сипаттамалар да құрылады. Тарамдалған қосылыс дегеніміз бір ортақ нүктесі бар бірнеше құбыр желілерінің жиынтығы (тарамдалу орны және құбырлардың жинақталу нүктесі). Жоғарыда аталған кезектескен және параллель қосылыстар күрделі құбыр желілеріне жатқызылады. Алайда, гидравликада күрделі құбыр желісі деп бірнеше кезектескен және параллель қосылған қарапайым құбыр желілерінің қосылысын атайды. 7.3 д суретте осындай күрделі құбыр желісінің үлгісі келтірілген, ол 1,2,3, үш құбыр желісінен тұрады. 1 құбыр желісі 2 және 3 құбыр желілеріне қатысты кезектесіп қосылған. 2 және 3 құбыр желілерін параллель деп санауға болады, себебі олардың бір тарамдалу нүктесі (М нүктесі) бар және олар бір гидробакқа сұйықтық береді. Күрделі құбыр желілері үшін есептеу графикалық әдіспен жүргізіледі. Осы ретте келесі реттілік ұсынылады: күрделі құбыр желісі бірнеше қарапайым құбыр желілерінен жіктеледі; әрбір қарапайым құбыр желісі үшін оның сипаттамалары құрылады; графикалыққосуарқылыкүрделіқұбыржелісініңсипаттамасыалынады. 7.3е суретте күрделі құбыр желісінің жиынтық сипаттамасын (h) алу кезіндегі графикалық құрылымдардың реттілігі көрсетілген. Алдымен, h2 , және h құбыр желілерінің сипаттамалары параллель құбыр желілердің h 3 сипаттамаларын қосу ережесі бойынша қосылады, кейін параллель қосылыстың h сипаттамасы 2+3 h1 сипаттамасымен кезектесіп жалғасқан құбыр желілерінің ережесі бойынша қосылады, және осылайша күрделі құбыр желісінің сипаттамасы Q1 құралады. Осылайша құрылған график болған кезде (7.3 е суретті қараңыз), күрделі құбыр желісі үшін гидрожүйеге келіп түсетін h шығынының белгілі мәні бойынша барлық күрделі құбыр желісі үшін Hпотр = h' тұтыну күшін анықтауға болады: параллель тарамдардағы Q2 және Q3 шығындары; әрбір қарапайым құбыр желісіндегі h1 , h2 және h 3 күш жоғалтулары.

Жоғарыда аталғандай, сұйықтықты берудің негізгі тәсілі машина жасауда оны сорғымен күштеп айдау болып табылады. Сорғы дегеніміз жетектің механикалық энергиясын жұмыстық сұйықтықтың ағын энергиясына түрлендіретін гидравликалық құрылғы болып табылады. Гидравликада сұйықтық қозғалысы сорғы арқылы қамтамасыз етілетін құбыр желісі сорғылық берілісті құбыр желісі деп аталады (7.4 а сурет). Сорғылық берілісті құбыр желісін есептеудің мақсаты сорғы жасайтын тегеурінді анықтау болып табылады (сорғы тегеуріні). Сорғы тегеуріні НН дегеніміз сорғы сұйықтық салмағының бірлігіне берген толық механикалық энергия болып табылады. Осылайша, НН анықтау үшін сұйықтықтың толық меншікті энергиясының сорғы арқылы өткен кездегі артуын анықтау керек, яғни:

Нh=Нвых - Нвх , (7.8) мұндағы, Нвх , Нвых - сорғыдан шыға және кіре берістегі сұйықтықтың меншікті энергиясы. Сорғылық берілісті жиылтылған құбыр желісінің жұмысын қарастырайық (7.4 а сурет). Сорғы сұйықтықты төменгі резервуардан А сұйықтықтың P0 қысымымен басқа резервуарға Б айдайды, ондағы қысым P3 . Сорғының сұйықтықтың төменгі деңгейіне қатысты орналасу биіктігі Н1 сору биіктігі деп аталады, ал сұйықтық сорғыға келіп түсетін құбыр желісін сорушы құбыр желісі немесе сору гидрожелісі деп атайды.

Құбыр желісінің ақырғы қимасының орналасу биіктігі немесе сұйықтықтың жоғарғы деңгейі H2 айдау биіктігі деп аталады, ал осы сұйықтық сорғыдан қозғалатын құбыр желісі тегеурінді немесе айдау гидрожелісі деп аталады. Сорушы құбыр желісіндегі сұйықтық ағынына, яғни 0-0 және 1-1 қималарына арналған Бернулли теңдеуін жазайық:

мұндағы, hвс - сорушы құбыр желісіндегі тегеурін жоғалтулары. Бұл (7.9) теңдеу сорушы құбыр желілеріне арналған негізгі теңдеу болып табылады. Негізінен қысымы шектеулі (көбінесе ол атмосфералық қысым) болып келеді. Сондықтан, сорушы құбыр желісін есептеудің негізгі мақсаты сорғы алдындағы қысымды анықтау болып табылады. Ол сұйықтықтың қаныққан бу қысымынан жоғары болуы керек. Ол сорғыға кіре берісте кавитацияның туындауын болдырмау үшін қажет. (7.9) теңдеуден сорғыға кіре берістегі сұйықтықтың меншікті энергиясын табуға болады:

Тегеурінді құбыр желісіндегі сұйықтық ағынына, яғни 2-2 және 3-3 қималарына арналған Бернулли теңдеуін жазайық:

мұндағы, - тегеурінді құбыр желісіндегі тегеурін жоғалтулары. Бұл теңдеудің сол жақ бөлігі сұйықтықтың сорғыдан шыға берістегі меншікті энергиясын Нвых білдіреді. (7.8)-ге Нвх үшін (7.10) және Нвых үшін (7.11) тәуелділіктерінің оң жақ бөлігін қою арқылы төмендігіні аламыз:

(7.12) теңдеуден көрінгендіктей,Н Н сорғы тегеуріні сұйықтықтың Н1 Н2  биіктікке көтерілуін, қысымның Р0 -дан Р3 -ға дейін артуын қамтамасыз етеді және ол сорушы және тегеурінді құбыр желілері арқылы кедергілерді асып өтуге шығындалады.

Егер (7.12) теңдеудің

оң жағында Нст белгілеп,

KQ -ға ауыстырса, онда төмендегі шығады:

Соңғы өрнекті құбыр желісіне арналған тұтыну күшін анықтайтын (7.2) формуламен салыстырамыз. Олардың бірдейлігі айқын:

Нн = Н потр , яғни, сорғы құбыр желісінің тұтыну күшіне тең тегеурін туындатады. (7.13) алынған теңдеуі сорғының тегеурінін талдау арқылы табуға мүмкіндік береді. Алайда, көп жағдайларда, аналитикалық тәсіл біршама күрделі, сондықтан сорғылық берілісті құбыр желілерін есептеуде графикалық әдіс кең таралған. Бұл әдіс құбыр желісінің тұтыну күші сипаттамаларының графигінде Н потр =f (Q) [немесе құбыр желісінің сипаттамасы h =f (Q) ] және сорғы сипаттамасын Ннас = f (Q) бірге құрастыруға негізделеді. Сорғы сипаттамасы ретінде сорғы жасайтын тегеуріннің шығынға тәуелділігі қарастырылады. Бұл тәуелділіктердің қиылысу нүктесі гидрожүйенің жұмыстық нүктесі деп аталады және (7.13) теңдеудің графикалық шешімінің нәтижесі болып табылады. 7.4 б суретте осындай графикалық шешімнің мысалы келтірілген. Мұнда R нүктесі және гидрожүйенің ізделініп отырған жұмыстық нүктесі бар. Оның координаталары сорғы жасайтын Н1 тегеуріні мен сорғыдан гидрожүйеге келіп түсетін сұйықтықтың QН шығынын анықтайды. Егер қандай да бір себептермен графиктегі жұмыстық нүктенің қалпы жобалаушыға ұнамаса, онда бұл қалыпты өзгертуге болады, ол үшін құбыр желісінің немесе сорғының қандай да бір параметрлерін түзету қажет болады.

Гидравликалық соққы дегеніміз құбыр желісінде сұйықтықтың жылдамдығы кенеттен өзгерген кезде туындайтын үдемелі үрдіс, мысалы, жаппа жабыны (кран) жылдам жабылған кезде ағынның тоқтап қалуы. Бұл үрдіс тез өтеді және ол қысымның жылдам артуымен және төмендеуімен сипатталады. Кей жағдайда гидрожүйенің бұзылуына алып келуі мүмкін. Ол қозғалыстағы ағынның кинетикалық энергиясы тоқтау кезінде құбыр қабырғаларын созу және сұйықтықты сығу арқылы туындайды. Ең үлкен қауіпті қысымның бастапқы секірісін туындатады. Құбыр желісіндегі ағынды жылдам жауып тастаған кезде туындайтын гидравликалық соққының кезеңдерін қарастырайық (7.5 сурет). Сұйықтық жылдамдықпен жүріп бара жатқан құбырдың соңында А кранының лезде жабылуы жүргізілсін (7.5 а сурет). Онда, кранға тиген сұйықтық бөлшектерінің жылдамдығы тоқтап, олардың кинетикалық энергиясы құбыр қабырғалары мен сұйықтық деформациясының жұмысына көшеді. Бұл ретте құбыр қабырғалары созылады, ал сұйықтық сығылады. Тоқтаған сұйықтықтағы қысым Руд өседі. Тежелген сұйықтық бөлшектеріне кранда басқа бөлшектер соқтығысып, олар да жылдамдығын жоғалтады, осының нәтижесінде n - n қимасы оң жаққа с жылдамдықпен орын ауыстырады, оны соққы толқынының жылдамдығы деп атайды; ал өтпелі саланың өзі ( n - n қимасы) қысымын Pуд мөлшерге өзгертеді, ол соққы толқыны деп аталады. Соққы толқыны резервуарға жеткен кезде, сұйықтық барлық құбыр бойынша тоқтап, сығылады, ал құбыр қабырғалары – созылады. Қысымның соққылық артуы Pуд барлық құбырға таралады (7.5 б сурет). Бірақ мұндай жағдай тепе-тең болуы мүмкін емес. Көтерілген қысым әрекетінен (P0 + Pуд) сұйықтық бөлшектері құбырдан резервуарға қарай талпынады, осы кезде қозғалыс резервуарға тікелей жанасқан қимадан басталады. Енді n - n қимасы құбыр желісі бойымен кері бағытта – кранға қарай – дәл сол с жылдамдықпен өзіндегі p0 қысымды сақтай отырып

Сұйықтық пен құбыр қабырғалары P0 қысымына сай келетін бастапқы қалпына оралады. Деформация жұмысы толығымен кинетикалық энергияға ауысып, құбырдағы сұйықтық бастапқы V 0 жылдамдығын қайтарады, бірақол кері бағытта бағытталған. Осы жылдамдықпен «сұйық бағана» (7.5 г сурет) краннан шығып кетуге бағытталып, нәтижесінде теріс соққылық толқын туындайды (сұйықтықтағы қысым Pуд мәніне кішірейеді). Сұйықтықтың екі күйінің арасындағы шекара краннан резервуарға қарай с жылдамдықпен жөнеледі, ол өз артында сығылған құбыр қабырғалары мен кеңейген сұйықтықты қалдырады (7.5 д сурет). Сұйықтықтың кинетикалық энергиясы қайтадан деформация жұмысына көшеді, бірақ таңбасы теріс болатыны белгілі. Құбырдағы сұйықтық күйі резервуарға теріс соққылы толқынның келу сәтінде 7.5 е суретте көрсетілген. 7.5 б суретте бейнеленген жағдай сияқты, ол тепе-тең емес, себебі құбырдағы сұйықтық резервуардағыдан төмен қысымда ( p0 pуд ). 7.5 ж суретте құбыр мен резервуардағы қысымның теңелу үрдісі көрсетілген, ол сұйықтықтың0 жылдамдығының туындауымен сүйемелденеді. Резервуардан қайтарылған толқын кранға жеткен кезде кран жабылған сәттегі жағдай туындайтыны анық. Гидравликалық соққының барлық циклі қайталанады. Құбырлардағы гидравликалық соққының теориялық және эксперименталдық зерттеулерін алғаш рет Н.Е. Жуковский орындаған болатын. Оның тәжірибелерінде Pуд біртіндеп төмендейтін 12 толық цикл тіркелген. өткізілген зерттеулердің нәтижесінде, Н.Е.Жуковский Pуд соққы қысымын бағалауға мүмкіндік беретін аналитикалық тәуелділіктерді аша алды. Н.Е.Жуковский атын алған осы формулалардың бір төмендегі түрге ие:

мұнда соққы толқынының таралу жылдамдығы келесі формула бойынша анықталады:

мұндағы, К – сұйықтық икемділігінің көлемдік модулі; Е – құбыр желісі қабырғасының материалының икемділік модулі; d және - ішкі диаметр мен құбыр желісі қабырғасының қалыңдығы. (7.14) формула тікелей гидравликалық соққы кезінде әділ, ол кезде ағынның жабылу уақыты tзакр гидравликалық соққы фазасынан t0 аз:

мұндағы l – құбырдың ұзындығы.

Гидравликалық соққы фазасы t0 - соққы толқыны краннан резервуарға дейін баратын және кері қайтатын уақыт. tзакр > t0 болған кезде, соққы қысымы азырақ болады, және мұндай гидросоққы тікелей емес деп аталады. Қажет болған жағдайда гидравликалық соққыны «жұмсарту» әдістерін қолдануға болады. Олардың ең тиімдісі крандардың немесе сұйықтық ағынын тоқтататын басқа құрылғылардың іске қосылу уақытын арттыру. Осындай әсерге сұйықтық ағынын жабатын құрылғылардың алдына гидроаккумуляторларды немесе сақтандырушы клапандарды орнату арқылы қол жеткізуге болады. Құбырлардың ішкі диаметрін ұлғайту және құбыр желілерінің ұзындығын қысқарту (гидравликалық соққы фазаларын азайту), құбыр желісіндегі сұйықтық қозғалысының жылдамдығын азайту соққы қысымын төмендетуге септігін тигізеді.

Термодинамика — бұл энергияның қасиеттері, оның түрлерінің өзара әрекеттесулері және түрлену заңдылықтары туралы ғылым. Термодинамика жеке молекулаларды, олардың өзара әрекеттесулері мен денелердің ішіндегі энергетикалық түрленулерді қарастырмай, молекулалардың көп мөлшерінен тұратын денелерді қарастырады. Термодинамиканың зерттеу нысаны термодинамикалық жүйе болып табылады. Термодинамикалық жүйе деп дене немесе зерттеу үшін алынған денелер жиынтығы аталады. Жүйенің құрамына кірмейтін басқа денелерді қоршаған орта деп атайды. Термодинамикалық жүйенің оны қоршаған ортамен бөлетін шекарасы болады. Сонымен бірге бұл шекаралар материалды (қабықша) немесе абстрактты (шартты беттер) болуы мүмкін. Қоршаған ортамен зат алмаса алатын жүйе ашық жүйе деп аталады. Жабық жүйе қоршаған ортамен зат алмаса алмайды. Термодинамикалық жүйе қоршаған ортамен сонымен қатар энергиямен де алмаса алады. Оқшауланған жүйе деп қоршаған ортамен жылу немесе жұмыс түріндегі энергиямен алмасу мүмкіндігі жоқ жүйені атаймыз. Жылуоқшауланған немесе адиабаталық жүйе деп ортамен жылу алмаса алмайтын, бірақ механикалық жұмыспен алмаса алатын жүйе аталады. Механикалық оқшауланған жүйе қоршаған ортамен механикалық жұмыспен алмаса алмайды, бірақ жылумен алмаса алады.

T = 273 + t.

Идеал газдың күй теңдеулері кеңінен белгілі. Олардың ішінен Клапейрон теңдеуі ең үлкен қолданысқа ие. Осы теңдеудің жазылу түрлерінің біреуі (массасы 1 кг газ үшін) келесі түрге ие:

pw/ T=R=const.

Клапейрон теңдеуінен (8.1) идеал газ күйінің басқа теңдеулері алынуы мүмкін. Осылайша температура Т тұрақты болған кезде Бойль – Мариотт (pω = const) теңдеуін, қысым р тұрақты болғанда – Гей-Люссак теңдеуін (ω/T = const) және тұрақты көлемде Шарль (p/T = const) теңдеуін аламыз. Клапейрон теңдеулерін көптеген техникалық құрылғыларда, идеал газ сияқты болатын нақты химиялық біртекті газдарды есептеу үшін де қолдануға болады. Сондықтан (8.1) бойынша есептеу нәтижелері тәжірибелік мәліметтерден айтарлықтай ауытқымайды. Осылайша, химиялық біртекті термодинамикалық жүйе үшін (8.1) теңдеуі оның күйін анықтайды, ал (8.1) үш параметр (p, ω, T) байланыстыратындықтан, олардың екеуінің мәнін біле отырып, күйдің үшіншші параметрін табуға болады. Клапейрон теңдеуіне кіретін R тұрақтысы меншікті газ тұрақтысы деп аталады. Ол әр түрлі газдар үшін әр түрлі, бірақ кез келген химиялық біртекті газ үшін ол мына формула бойынша анықталуы мүмкін

R = R μ / μ бұл жерде μ – сандық жағынан осы газдың молекулалық массасына тең болатын өлшемсіз шама; – универсал газ тұрақтысы деп аталатын және барлық газдар үшін бірдей 8314 Дж/(кг·К) мәнге ие тұрақты. Тәжірибеде есептеулер кезінде біртекті газдармен емес олардың қоспаларымен (ауа, жану өнімдері) жұмыс істеуге тура келеді. Бұл жағдайда n газдардан тұратын қоспаның газ тұрақтысы мына формула бойынша анықталады:

бұл жерде m1, m2, ..., mn — қоспаны құрайтын газ массалары; R1, R2, ... ..., Rn — қоспаны құрайтын газ тұрақтылары; m — газ қоспаларының жалпы массасы (m = m1 + m2 + ... + mn). Нақты газдар үшін идеал газ теңдеуі (8.1) бойынша есептеулер олардың қысымы үлкен емес, ал температурасы өте төмен болмайтын жағдайда айтарлықтай қателік көрсетпейтінін айта кету керек. Қысымды арттырғанда және температураны төмендеткенде есептеу қателіктері артады. Бұл қателіктер нақты газ молекулаларының шекті өлшемдерінен және олардың арасында өзара әрекеттесу күшінің болатындығынан туындайды. Алайда нақты газдардың нақтырақ күй теңдеулері күрделіліктеріне байланысты қолданылуы шектеулі болып келеді. Сондықтан көптеген техникалық есептеулерді жүргізген кезде (8.1) теңдеуді немесе 8.5 бөлімде көрсетілген тәуелділіктерді қолданады.

Термодинамиканың маңызды түсінігі энергия болып табылады. Бұл түсінік материя түсінігімен тығыз байланысты. Қоршаған әлемнің материясы тұрақты қозғалыста және өзгерісте болады. Материя қозғалысы әр түрлі түрлерді қабылдауы мүмкін: механикалық, жылулық, электрлік және т.с.с., және де материя қозғалысының бір түрі басқа түріне өтуі мүмкін. Осы қозғалыстың кез келген түрінің сандық өлшемі әр түрлі түрде (механикалық, жылулық, электрлік және т.с.с.) көрінетін энергия болады. Термодинамикада жүйенің толық энергиясы Е деп сыртқы күш өрістеріндегі кинетикалық (Ек) және потенциалды (Еп) энергиялардан және ішкі энергиядан (U) тұратын энергияны есептеу қабылданған:

E = Ек + Еп + U.

Массасы m және жылдамдығы υ болатын жүйенің кинетикалық энергиясы Ек = mυ2/2 формуласымен анықталады. Кинетикалық энергияның газ бен сұйықтықтардың ағындарын термодинамикалық есептеу кезінде айтарлықтай мәні болады. Қалған жағдайларда оның термодинамикалық талдауын есепке алмайды. Потенциалды энергияға Еп қандай да бір күш өрісіндегі өзінің орнына байланысты кез келген механикалық жүйе ие болады (мысалы, Жердің гравитациялық өрісінде). Жүйенің потенциал энергиясының өзгерісі ΔЕп оны күш өрісінің бір нүктесінен басқасына жылжыту үшін орындалатын жұмысқа тең. Термодинамикалық есептеулердің басым көпшілігінде бұл шаманы ескермейді, себебі олар үшін ΔЕп өзгерісі өте кішкентай. Термодинамикалық жүйенің ішкі энергиясы U молекулалардың қозғалыс энергиясынан, молекулалық, атом ішілік және басқа өзара әрекеттесу энергияларынан тұрады. Жалпы жағдайда термодинамикалық талдау кезінде ішкі энергияны құраушы бөліктерге бөлмейді, ол күй функциясы, яғни жүйенің ішкі күйлерін анықтайды және күй параметрлеріне тәуелді болады деп есептейді. Газ қасиеттерін эксперименталды зерттеулер идеал газдың ішкі энергиясы тек оның температурасына тәуелді екендігін және газ қысымы мен ол алатын көлемге тәуелді болмайтындығын көрсетті. Ішкі энергия тек жүйе күйімен анықталатындықтан, оның өзгерісі термодинамикалық процесс сипатына тәуелді емес, тек осы күйдің бастапқы және соңғы мәндерімен ғана анықталады. Есептеулер кезінде ішкі энергияның бастапқы және соңғы мәндерін анықтаудың қажеті жоқ, тек осы шаманың өзгерісін ΔU табу маңызды. Осылайша, термодинамикада жүйенің маңызды энергетикалық сипаттамаларының бірі оның ішкі энергиясының өзгерісі ΔU болып табылады. Термодинамикалық талдаудың кей жағдайларында меншікті ішкі энергияны, яғни заттың бірлік массасына келтірілген энергияны қолданған ыңғайлы: u = U/m. ХЖ энергияның өлшем бірлігі Дж (джоуль) болып табылады. Ол 1 метр жолға 1 ньютон күш орындайтын механикалық жұмысқа тең (1 Дж = 1 Н·м). Меншікті ішкі энергияның өлшем бірлігі Дж/кг. Бір денеден басқа денеге энергияны беру әр түрлі тәсіл арқылы жүргізіледі, олардың ішінде ең танымалы – жұмыс және жылумен алмасу. Механикалық жұмысты L энергияны жіберу түрі ретінде келесі мысалмен көрнекі көрсетуге болады. Цилиндрде (8.1 сурет) артық қысыммен р газ болсын және ауданы Ап және сояуышта серіппеден Fпр жүктемесі бар поршень орнатылсын. Поршеньге сандық жағынан р тең қысым өзгерісі әсер етсін, себебі оған сол жағынан артық қысым р әсер етеді, ал оң жағында ол нольге теңеседі. Егер pS > Fпр болса, онда поршень оңға Δх қозғалады, яғни жұмыс жасалады. Цилиндрдегі газ қысымы төмендейді, ал серіппе қосымша сығылады. Осылайша, газ энергиясы төмендейді, ал серіппе энергиясы артады, яғни ол газдан серіппеге механикалық жұмыс көмегімен жартылай беріледі. Жұмыстың анықтамасы цилиндрдегі қысымның р көлемнің W арту шамасы бойынша төмендеуімен күрделенеді (поршеньнің оңға жылжуы). Оны 8.2 суреттегі график көрсетеді. Көлем W1 бастап W2 дейін өзгерген кезде жұмыстың графикалық жалпы мөлшері EABF фигурасының ауданымен өрнектеледі. Жұмысты анықтау үшін (8.2 суреттегі EABF ауданын) жоғарғы математика әдістерін қолданамыз. өте шексіз аз уақыт аралығында поршень шексіз кішкентай dx аралыққа жылжиды, көлем dW = Sndx өзгереді, ал цилиндердегі қысым тұрақты болып қалады деп есептейміз. Сол кезде осы уақытта жасалған жұмысты мына формула бойынша табамыз:

dL = pSпdx = pdW = mpdω, (8.2) бұл жерде m — цилиндрдегі газ массасы; dω — газдың меншікті көлемінің өзгерісі (dw = dW/m).

8.2 суреттегі dL шамасы торлы штрихпен бөлініп көрсетілген ауданмен анықталады. Қысымның А нүктесінен В дейінгі өзгерісіндегі аумақтағы жалпы жұмысты (8.2 суретті қараңыз) осы өрнекті интегралдау арқылы табамыз:

8.2 суретте келтірілген графикті pω-диаграмма деп атау қабылданған. Термодинамикада сонымен бірге меншікті механикалық жұмыс түсінігі (ішкі энергия жағдайындағы сияқты) яғни зат массасының бірлігіне келтірілген жұмыс қолданылады, І = L/m. Энергия қозғалысының басқа түрлеріне сәйкес жұмыстың басқа түрлері де болуы мүмкін: электрлік, химиялық және т.с.с. ХЖ жұмыстың өлшем бірлігі ДЖ (джоуль), ал меншікті жұмыс өлшем бірлігі – Дж/кг болып табылады. Энергияны берудің басқа түрі жылуалмасу болып табылады, ал осы тәсілмен берілген энергия мөлшері жылу мөлшері Qt немесе жылу деп аталады. Жылуалмасу термодинамикалық жүйе денелерінің өзгерісімен байланысты емес, энергияны бір дененің молекулаларын басқа дененің молекулаларына тікелей беруден тұрады. Бұл денелердің жанасқан жерінде молекулалардың, атомдардың және басқа бөлшектердің ретсіз соқтығысуларының нәтижесінде қамтамасыз етіледі. Жылуды сандық бағалау үшін энергияны берудің басқа түрлерімен – жұмыспен аналогия жүргізген дұрыс. Алдыңғы қарастырылған мысалда dL жұмыс қысым өзгерісінің әрекетінен жасалған, (8.2) сәйкес р және dW көбейтіндісіне тең болған. Сонымен бірге қысым өзгерісінің р болуы жұмысты тудырған себеп болса, ал көлем өзгерісі dW «жұмыстың орындалу жағдайын» растаған, яғни жұмысты орындау салдары болды. Жылулық тәсілімен энергияны берген кезде жылу берудің қажетті шарты температуралардың өзгерісі Т болады. Бұл жылуалмасу туындайтын себеп. Жылуалмасуды (жылу беруді) орындаудың салдары энтропия S деп аталатын физикалық шаманың өзгерісі болып табылады. Сонда (8.2) сияқты шексіз аз уақытта берілетін жылу мына формула бойынша есептеледі:

Осылайша, энтропия деп жылуламасу барысында өзгеретін физикалық шама аталады. Энтропия – бұл термодинамикалық жүйенің күй функциясы. Энтропияның физикалық мағынасын түсінудегі негізгі қиындық оны өлшеуге болмайтындығы, тек қана өзгерісін есептеуге мүмкіндік бар. (8.3) өрнектен шексіз аз жылу мөлшерін dQt берген кездегі энтропияның өзгерісін dS есептеуге арналған формуланы аламыз:

dS = dQt/Т.

Жылудың соңғы шамасын ΔQt берген кезде энтропия өзгерісі ΔS мына формула бойынша анықталады:

Термодинамикалық процесте жылуды анықтау үшін энтропия өзгерісі кезіндегі, яғни Т= f ( S ) (8.3 сурет) жүйе температурасының өзгерісін қарастырамыз. Процесс барысында жүйе температурасы Т1 бастап Т1 дейін өзгерсін (C және D нүктелері). Сонда жылу мөлшері графикалық GCDH ауданымен өрнектеледі. Жылуды Qt анықтау үшін (8.3 суреттегі GCDH аудан) жұмысты есептеген кездегі сияқты әдісті қолданамыз. Энтропия dS шексіз аз өзгерген кезде (8.3) формула бойынша анықталатын жылу dQt беріледі деп есептейміз. Бұл шама 8.3 суретте торлы штрихмен көрсетілген. Энтропия S1 бастап S2 дейін өзгерген кездегі толық жылуды интегралдау көмегімен табамыз:

Алайда, әлі күнге дейін жылудың ескірген бірлігі – калория (кал) қолданылып келеді.

Жылу бірлігін ауыстырған кезде мына қатынас қолданылуы мүмкін: 1 кал = 4,19 Дж немесе 1 Дж = 0,239 кал. Меншікті жылудың өлшем бірлігі: Дж/кг немесе кал/кг Жоғарыда келтірілген мәліметтерден жылуалмасу мен жұмыстың энергиямен алмасу түрлері, ал олардың мөлшері энергия алмасу процесінде берілетін энрегия екендігі шығады. Термодинамикалық талдауда кең қолданылатынэнергетикалық сипаттамалардың бірі энтальпия. Энтальпия Н – бұл термодинамикалық жүйенің ішкі энергиясының және оның қысымы р мен көлемінің W көбейтінділерінің қосындысына тең шама:

Н = U + pW (8.4) Бұл шама жұмыс денесі ретінде газды қолданатын термодинамикалық жүйелерді талдаған кезде жиі қолданылады. Мысалы, цилиндрдегі газдың энтальпиясы (8.1 суретті қараңыз) мына формула бойынша есептелуі мүмкін:

Н = U + pSпx0.

8.4 cурет. Жылу сыйымдылықтың температураға тәуелділігі Соңғы тәуелділікті талдау екінші қосылғыш сығылған газдың потенциал энергиясы деген тұжырым жасауға мүмкіндік береді. Оны кеңейткен кезде бұл энергия жұмысты орындау үшін жүзеге асырылуы мүмкін. Осыдан энтальпия жұмыс денесінің ішкі энергиясы мен ол сығылу нәтижесінде ие болатын потенциал энергиясының қосындысы болып табылатынын көреміз. Энтальпия Н мәндері термодинамикалық жүйенің әр күйі үшін жеке болатын U, p және W мәндерімен анықталады. Сондықтан энтальпияның да жүйенің әр күйі үшін белгілі бір және жеке мәні болады, яғни оның күй функциясы болып табылады.

Термодинамикада меншікті энтальпия да кең қолданысқа ие:

Басқа энергетикалық параметрлер сияқты ХЖ энтальпияның өлшемділігі Дж (джоуль), ал меншікті энтальпияның өлшемділігі – Дж/кг болады. Осылайша, термодинамикалық жүйенің ішкі энергиясы мен энтальпиясы оның күй фнукциясы, ал жұмыс пен жылуламасу энергиямен алмасу түрлері болып табылады.

Термодинамикалық есептеулерде жылу мөлшерін анықтау үшін жылу сыйымдылық түсінігі қолданылады. Заттың жылу сыйымдылығы с деп көп жағдайда оны бір градусқа қыздырған кезде оған кететін жылу мөлшері деп түсіндіріледі. Тәжірибеде меншікті жылу сыйымдылық, яғни зат мөлшерінің бірлігінің жылу сыйымдылығы қабылданған. Массалық, көлемдік және мольдік жылу сыйымдылық түрлері болады. Массалық жылу сыйымдылық кең қолданысқа ие болды, ол бірлік масса заттың жылу сыйымдылығы. Зат массасы m болған кезде, оның массалық жылу сыйымдылығы мына формула бойынша анықталады:

бұл жердеΔQt—затқа берілген жылу мөлшері; ΔT—зат температурасының өзгерісі. ХЖ меншікті массалық жылу сыйымдылықтың өлшем бірлігі Дж/(кг • К) болып табылады. Заттың жылусыйымдылығы оны қыздыру шартына тәуелді болатындығын айта кету керек. Бұл денені қыздыру кезінде қандай да бір жұмыстың орындалуы мүмкін екендігімен түсіндіріледі. Сонда берілген жылу мөлшерінің бір бөлігі осы жұмысқа жұмсалады. Мұндай жағдайда бұл заттың жылу сыйымдылығы төмен болады. Машина жасауда жұмыс денесін (газды) қыздыру немесе суыту қысымды р өзгертпей жүргізілетін процестер қолданылады. Мұндай жылу сыйымдылықты ары қарай ср деп белгілейміз (тұрақты қысым кезіндегі меншікті жылу сыйымдылық). Көлем тұрақты болып қалатын жылу алмасу кезінде алынған заттың (газдың) жылусыйымдылығының маңызы да жоғары. Мұндай жылу сыйымдылықты ары қарай cv деп белгілейміз (тұрақты көлем кезіндегі меншікті жылусыйымдылық). ср және cv жылусыйымдылықтары бір-бірімен өзара байланысты. Идеал газ үшін олардың арасындағы тәуелділік физикадағы белгілі Майер формуласы орнатады

Кейбір техникалық құрылғылардың термодинамикалық есептеулерінде адиабата көрсеткіші деп аталатын ср и cv меншікті жылу сыйымдылықтар қатынасы маңызды болатындығын айта кету керек:

k = cp / сv.

Майер формуласы мен (8.6) бірге шешу арқылы ср және cv меншікті жылу сыйымдылықтардың, адиаба көрсеткіші k мен меншікті газ тұрақтысының R арасындағы байланысты алуға болады:

Тәжірибе жылусыйымдылық температураға айтарлықтай тәуелді болуы мүмкін екендігін көрсетті (8.4 сурет). Сондықтан нақты жылу сыйымдылық температура шексіз аз өзгерген кезде (шамамен T = const болған кезде) (8.5) формула бойынша анықталуы мүмкін. Алайда, температура төмендеген кезде (бастапқы Тн бастап соңғы Тк дейін) нақты процестерді есептеу үшін ΔТ температура мен ΔQt жылудың соңғы өзгерістерін қолданған ыңғайлы. Бұл жағдайда жылу мына формуламен анықталуы мүмкін

ΔQt = cmΔT = cm(Тн - Тк), бұл жерде с — Тн мен Тк температура интервалындағы меншікті массалық жылу сыйымдылық. Есептік жылу сыйымдылықты анықтау үшін әр түрлі температура кезінде (T1, T2, ..., Tn), осы заттың жылу сыйымдылықтары келтірілген кестені қолдану керек және оның орташа мәнін тапқан дұрыс. Жылу сыйымдылық бойынша мәліметтерді термодинамика бойынша кез келген анықтамалықтан алуға болады. Термодинамикалық есептеулерді жүргізген кезде газ қоспаларымен жиі жұмыс істеуге тура келеді. Қоспаның меншікті жылу сыйымдылығын анықтау үшін осы қоспаны құрайтын әр газ үшін с1, с2, ..., сn меншікті жылу сыйымдылықты алдын ала анықтау керек. Газ қоспаларының жылу сыйымдылықтарын есептеу үшін формуланы қоспаны қыздыру үшін жұмсалатын жылу қоспаның әр газын қыздыру үшін жұмсалған жылу мөлшерінің қосындысына тең деген болжаммен алады. Сонда газ қоспасының массалық жылусыйымдылығы кеелсі формула бойынша есептеледі:

бұл жерде m1, m2, ..., mn — қоспаны құрайтын газдардың массалары, ал m газ қоспасының жалпы массасы.

Ғылымның даму барысында энергияның әр түрлерінің арасында сандық қатынастар анықталды. Бұл қатынастар эквивалент атауына ие болған. Энрегияның әр түрлерінің эквиваленттілігі негізінде энрегияның сақталу және түрлену заңы қалыптасқан (XІX ғ. ортасында): энергия жоқтан пайда болмайды және ешқайда жоғалып кетпейді. Термодинамикалық талдауға ыңғайлы түрге келтірілген энергияның сақталу және түрлену заңы термодинамиканың бірінші заңы (бірінші бастамасы) деп аталады. Термодинамиканың бірінші заңының математикалық тәуелділігін алу үшін қоршаған ортамен жылу және механикалық жұмыспен алмаса алатын жабық жүйені қарастырамыз. Осы жүйеге қандай да бір уақыт периодында Qt жылу берілсін және осы периодта ол L жұмысын орындасын. Осының есебінен жүйенің ішкі энергиясы ΔU –ға өзгереді. Сонда энергияның сақталу және түрлену заңының негізінде термодинамиканың бірінші заңының математикалық жазбасын аламыз:

ΔU = Qt – L. (8.7) Термодинамикада жүйеге келтірілген жылуды, яғни оның ішкі энергиясын арттыратын жылуды оң деп есептеу қабылданған. Термодинамикалық жүйемен орындалған жұмысты, яғни оның ішкі энергиясын төмендететін жұмысты оң деп есептейді. Осылайша, (8.7) тәуелділігі термодинамиканың бірінші заңын келесідей қалыптастыруға мүмкіндік береді: термодинамикалық жүйенің ішкі энергиясының өзгерісі оған келтірілген энергия мен осы жүйе орындаған жұмыстың айырмасына тең. Термодинамиканың бірінші заңының тұжырымдамасы бірінші ретті мәңгі қозғалтқыш мүмкін емес деген тұжырыммен шамалас. Бірінші ретті мәңгі қозғалтқыш деп энергия берілмеген кезде де жұмыс істей алатын машинаны айтады. Термодинамиканың бірінші заңынан үш жеке жағдай алынуы мүмкін. Егер термодинамикалық жүйе абсолют қатты (механикалық жұмыс мүмкін емес) және адиабаталық (жылу өтпейтін) қабықшаға салынса, онда ΔU = 0 жүйенің ішкі энергиясы тұрақты. Егер термодинамикалық жүйе абсолют қатты қабықшаға салынса, онда сыртқы ортамен жылуалмасу мүмкін емес, онда ΔU = Qt, яғни оның ішкі энергиясы берілген жылу шамасына артады. Егер термодинамикалық жүйе жылу оқшаулайтын, бірақ деформацияланатын қабықшаға (механикалық жұмыс мүмкін) орналастырылса, онда ΔU = -L, яғни оның ішкі энергиясы осы жүйе атқаратын жұмыс шамасына төмендейді. Әлі күнге дейін термодинамиканың бірінші заңы жабық жүйелерге қатысты қарастырылып келген. Ашық термодинамикалық жүйеде оның ішкі энергиясының өзгерісі қосымша түрде зат алмасумен байланысты.

Ашық жүйе 8.5 сурет. Ашық термодинамикалық жүйенің схемасы Қоршаған ортамен жылу Qt және жұмыспен L алмасу жүзеге асырылатын ABCD бетпен шектелген ашық термодинамикалық жүйені (8.5 сурет) қарастырамыз. Сонымен бірге AD бет арқылы зат алмасу (бірнеше ағынмен) жүреді, осы ағынның бір бөлігі ашық жүйеге түседі, ал тағы бір бөлігі одан шығып кетеді. Осы ағындардың әрқайсысы белгілі бір уақыт аралығында AD бет арқылы pj (j –ағын номері) қысымдағы көлемі Wj болатын затты тасымалдайды. Затты тасымалдаған кезде Wj көлемдегі pj қысым өзгермейді деп есептейміз, ал онымен бірге тасымалданатын ішкі энергия Uj тең. Осылайша, әр ағын ашық жүйеге энтальпия алып келеді немесе оны алып кетеді (8.4):

Hj = Uj + рjWj.

Сонда қарастырылып отырған жағдай үшін термодинамиканың бірінші заңы келесі математикалық түрде жазылады:

ΔU = Qt – L + (H1 + H2 +... + Hn), бұл жерде H1, H2, ..., Hn — заттың әр ағынының энтальпиясы (жүйеге келіп түсетін ағындар үшін H>0, ал жүйеден шығатындар үшін H < қабылдайды). Осылайша, ашық жүйе үшін термодинамиканың бірінші заңы қоршаған ортамен жылу және жұмыс алмасумен бірге жүйеге алып келінген және одан зат ағындарымен шығарылатын энтальпияларды ескереді.

Тепе-теңдік күйдегі, яғни температура Т, қысым р және меншікті көлемі ω оның барлық нүктесінде бірдей болатын термодинамикалық жүйені қарастырамыз. Термодинамикалық жүйе, мысалы газдың қандай да бір көлемі егер қоршаған орта екеуінің арасында энергиямен алмасу (жұмыс немесе жылу алмасу түрінде) болмаса, тепе-теңдікте болады. Осы газ бен қоршаған ортаның арасында энергиямен алмасу пайда болған кезде оның күй параметрлері (T, p және ω) өзгере бастайды, яғни термодинамикалық процесс басталады. Сондықтан термодинамикалық процесс деп қоршаған ортамен энергия алмасу нәтижесінде термодинамикалық жүйе күйінің өзгерісін айтады. Бұл процестің қажетті шарты газ көлемі мен қоршаған орта арасында температура айырымының немесе қысым айырымының болуы болып табылады. Бірінші жағдайда жылу алмасу мүмкіндігі, ал екінші жағдайда – механикалық жұмысты орындау (газды сығу немесе кеңейту) мүмкіндігі пайда болады. Қысымның немесе температураның шексіз кішкентай өзгерістерінде жүретін процестер шексіз баяу жүреді. Бұл кезде термодинамикалық жүйенің барлық нүктелерінде (мысалы тұйықталған көлемде) күй параметрлері (T, p, ω) кез келген уақытта бірдей болады, яғни кез келген сәтте жүйе тепе-тең болады. Осының салдарынан бұл процестерді тепе-теңдік процестер деп атайды. Тепе-теңдік процестер кері бағытта да жүруі мүмкін, яғни қайтымды сипатқа ие болуы мүмкін. Сондықтан оларды қайтымды процестер деп те атайды. Күй параметрлерінің айтарлықтай өзгерістерінде жүретін процестер қайтымсыз сипатқа ие, яғни кері бағытта жүре алмайды. Қысым немесе температураның айтарлықтай өзгерісінде жүретін процестерді тепе- теңдіксіз немесе қайтымсыз процестер деп атайды. Тепе-теңдік процестердің теориялық екендігін айта кету керек. Нақты процестер қанда да бір шамада болсын әрқашан тепе-теңдіксіз (қайтымсыз), себебі кез келген нақты процестің кері жүруі үшін сырттан қосымша энергия жұмсау керек. Термодинамиканың бірінші заңы тұрғысынан термодинамикалық процесті қарастырайық. Жабық жүйе үшін термодинамика заңының математикалық жазу түрлерінің бірі (8.7) жүйеге (газ көлеміне) берілген жылу Qt осы жүйенің (газдың) жұмыс денесінің ішкі энергиясын ΔU арттыру үшін және L жұмыс орындау үшін қажет екендігін көрсетеді. Жалпы жағдайда нақты процестерді зерттеген кезде ішкі энрегияны ΔU өзгертуге және жұмыс L жасауға қажетті жылу үлесі белгісіз болады. бұл нақты процестерді термодинамикалық талдауды қиындатады. Осы көрсетілген қиындықты жою үшін осы нақты процесте ішкі энергияны ΔU өзгерту үшін берілген жылудың Qt бір бөлігі жұмсалады деп есептейміз және оны келесідей белгілейміз:

(8.8) теңдеуден жұмысты орындауға жылудың қалған бөлігі жұмсалатындығы шығады:

L = (1 – θ)Qt.

Ішкі энергия мен жұмыстың арасындағы жылуды бөлетін тұрақты пропорция кезде өтетін, яғни θ = const кезіндегі процестерді политропиялық (немесе политропты) деп атайды. Бұл кезде процестің «политропиялық» критериі ретінде мына формула бойынша анықталатын политроп көрсеткіші қолданылады:

бұл жерде cp және cv — сәйкесінше тұрақты қысым мен көлем кезіндегі меншікті жылу сыйымдылықтар; cn — n политроп көрсеткішіне ие сол заттың ағымдық (еркін) процестегі меншікті жылу сыйымдылығы. Политроп көрсеткішін n енгізу термодинамиканың бірінші заңы (8.7) және Клапейрон теңдеуінің (8.1) негізінде математикалық түрлендірулерден кейін идеал газ үшін келесі тәуелділікті алуға мүмкіндік береді:

(8.10) теңдеуі термодинамикалық процестің басындағы р1 қысымды және ω1 меншікті көлемді оның соңындағы оған ұқсас шамалармен (р2 және ω2) байланыстырады. Сол теңдеулерді қолдана отырып, процестің басындағы температура Т1 және соңындағы температура Т2 болған кезде осы парметрлердің байланысын алуға болады

(8.10)...(8.12) тәуелділіктері политроп көрсеткіші n белгілі болған кезде идеал газдардың термодинамикалық процестерін есептеуге мүмкіндік береді. Политроп көрсеткіші n тәжірибелік есептеулер үшін ыңғайлы, бірақ физикалықмағынасықиынболады.Алайдаоныθшамасымен математикалық тәуелділікпен байланыстыруға болады. Ол үшін (8.6) ескере отырып, (8.9) мынаны аламыз:

Ары қарай термодинамикалық процесс пайдалы жұмыс орындамай жүретін жағдайды, яғни L = 0, ω = const және c = cv жағдайды қарастырамыз. (8.7) термодинамиканың бірінші заңы мен (8.5) формулаға сәйкес мынаны жазамыз:

Политроптың n еркін көрсеткішінде, бірақ температура өзгерісінің ΔТ сол мәні кезінде жүретін процесс үшін (8.5) сәйкес келесіні аламыз:

Qt = cnmΔT.

Ары қарай ΔU және Qt үшін өрнекті (8.8) теңдеуіне қоямыз және оны политроптың n еркін көрсеткішімен процестегі меншікті жылу сыйымдылыққа қатысты шешеміз:

сп = cv/φ.

Соңғы формула мен (8.13) теңдеудің оң жақтарын теңестіре отырып, мына шешімді аламыз:

(8.14) тәуелділіктері политроп n көрсеткіші мен газдың (осы газ үшін көрсеткіші – константа) ішкі энергиясын өзгерту үшін жұмсалған жылу үлесінің θ арасындағы байланысты анықтайды. Осылайша, политроп көрсеткіші n термодинамикалық процесс шарттарымен, яғни ішкі энергияны өзгерісіне жұмсалған θ жылу үлесімен анықталады. Политроп көрсеткішін n енгізу әр түрлі физикалық параметрлерді есептеуді айтарлықтай жеңілдетеді. Осылайша, егер (8.2) өрнекке (8.14) тәуелділігін қойса, интегралдағаннан кейін жұмысты есептеуге арналған формуланы аламыз:

Бұл формуланы (8.1) теңдеуді ескере отырып, мына түрге келтіруге болады:

(8.5) теңдеуден (8.13) тәуелділікті ескере отырып, жылу мөлшерін есептеуге арналған формуланы аламыз:

Енгізілген θ және n параметрлерінің маңыздылығын ескере отырып, термодинамикалық жүйе мен қоршаған орта арасында жылу алмасу жүретін процестер үшін (8.10)...(8.12) формулаларының қолдануларына талдау жүргіземіз.

а — pω- диаграмма; б — TS-диаграмма

Белгілі бір жағдайда барлық жылу жүйе ішкі энергиясының артуына жұмсалуы мүмкін. Сонда θ = 1 және (8.14) сәйкес n = ±∞. Осы процесс үшін (8.10) тәуелділігінен n дәрежесін түбірден шығарған ыңғайлы. Нәтижесінде мынаны аламыз:

талдау да осы сияқты нәтиже береді, бірақ оны түрлендірген кезде n –1 дәрежесін қолданған дұрыс. Сонда (8.12) тәуелділігіндегі дәреже көрсеткіші бірге тең мәнді қабылдайды, ал тәуелділіктің өзі Шарль заңына (p/T = const) түрленеді. Изохоралық процесс сызығы (изохора) pω-диаграммада вертикаль түзу (8.6, а суретті қараңыз), ал TS – температура Т күрт артатын ұлғаятын тәуелділік (8.6, б суретті қараңыз) болып табылады.

Термодинамикалық цикл деп (немесе айналмалы процесс) деп термодинамикалық жүйе алғашқы күйінен шығып, параметрлерінің біраз өзгерісінен кейін қайтадан осы күйіне қайтып келетін процесті айтамыз. Жүйе циклдың соңында өзінің бастапқы орнына қайтып келетіндіктен, оның барлық параметрлері (p, ω, T, S) де бастапқы мәндерін қабылдайды. Сонда осы процесті көрсететін қисықтар pω - және TS-диаграммаларда тұйықталған сызық түріне ие болады (8.7 сурет). Жоғарыда айтып өткендей, термодинамикалық жүйенің ішкі энергиясы оның күй параметрлерімен анықталады. Сондықтан циклдың басында және соңында оның ішкі энергиясы бірдей, яғни бір цикл кезінде ішкі энергияның өсімі ΔU = 0. Сонда термодинамиканың бірінші заңы (8.7) негізінде былай жазамыз

SEABCF > SEADCF, болатындықтан, бір цикл кезінде жасалған жұмыс оң болады. Сол сияқты, бірақ TS-диаграмманы қолданып (8.7 сурет) A → B → C → D → A және т.с.с. тұйықталған контур бойынша қозғалыс кезіндегі жылуды табамыз. Циклдың BCD бөлігінде жұмыс денесіне Qt1 жылу беріледі. Оның мәні GBCDH ауданымен анықталады, яғни Qt 1 = kQ SGBCDH (kQ — пропорционалдылық коэффициенті). DAB аумағында жұмыс денесінен жылу шығарылады және оның мәні GBADH ауданымен анықталады, яғни Qt2 = kQSGBADH. Сонда бір цикл кезінде берілген жылуды мына формула бойынша табамыз:

Qt = Qt1 – Qt2 = kQ (SGBCDH - SGBADH) = kQSABCD.

SGBCDH > SGBADH болатындықтан, жылу оң мәнге ие болады, яғни ол жүйеге беріледі. Қарастырылған мысалда цикл уақыты ішінде термодинамикалық жүйе жылу алады және механикалық жұмыс атқарады. Мұндай цикл тура деп аталады, яғни тура термодинамикалық жүйеде жүйеге берілген жылудың механикалық жұмысқа түрленуі жүреді. Тәжірибеде тура айналымды қолданатын құрылғының мысалы іштен жанатын қозғалтқыш болып табылады. Егер 8.7 суреттегі диаграммалардың келтірілген талдауын кері бағытта (A → D → C → B → A, яғни сағат тіліне қарсы) қайталаса, онда нәтижесінде теріс жұмысты және теріс жылуды аламыз, яғни мұндай термодинамикалық жүйедегі жұмыс жұмыс денесін суытуға (жылуды шығаруға) жұмсалады. Мұндай циклдарды кері деп атайды. Тәжірибеде кері циклды қолданатын құрылғы мысалы суытқыш қондырғы болып табылады. Қарастырылған мысалда жұмыс денесіне Qt1 жылу берілген. Бірақ ол толықтай жұмысты орындауға жұмсалмайды. Оның Qt2 түріндегі бөлігі жұмыс атқармай шығарылған.

Qt1 = kQSGBСDH және Qt2 = kQSGBADH екендігін ескере отырып, термиялық Пө TS-диаграмманың ауданы арқылы өрнектеуге болады:

(8.16) өрнектен SGBADH ауданының кішіреюі немесе SGBCDH ауданның ұлғаюы термиялық Пө арттыратындығы шығады, ал SGBADH = 0 немесе SGBCDH =∞ болған кезде , бұл нақты процестерде мүмкін емес. Идеал цикл, яғни термиялық Пө максимум мәнге ие цикл жасау мақсатында (8.16) формуласына талдау жүргіземіз. Мысал ретінде жылу T1 температурамен жылу көзінен температурасы төменірек Т2 мәнге ие болатын оның тұтынушысына берілетін циклды қарастырамыз. (8.16) формулаға сәйкес ең үлкен қамтамасыз ету үшін температураның Tmax = T1 және Tmіn = T2 берілген мәндерінде SGBADH ауданын барынша кішірейту керек және SGBCDH арттыру керек (8.7,б суретті қараңыз). Қарастырылып отырған цикл жұмысының шартымен температураның максимум мәні Т1 анықталғандығын ескерсек, онда егер BCD сызығын (8.7,б суретті қараңыз) T = T1 кезінде горизонталь түзуге созса SGBCDH максимум болады. Бұл 8.8, б суретте жасалған (ВС сызығы). Қарастырылып отырған цикл жұмысының шарттарымен температураның минимум мәні Т2 анықталған. Егер BAD сызығын да (8.7,б суретті қараңыз) T = T2 кезінде горизонталь сызыққа созсақ, SGBADH минимум болады. Бұл 8.8, б суретте орындалған (AD сызығы). SGBCDH максимумын және SGBADH минимумын қамтамасыз ету үшін А және В нүктелерін, сонымен бірге C и D вертикаль түзулермен қосу керек екендігі белгілі. Осы циклды француз ғалымы С.Карно ұсынған және ол Карно циклы деп аталады. Көріп отырғанымыздай, температураның берілген өзгерісінде максимум термиялық Пө қамтамасыз ететін цикл (Карно циклы) екі изотермадан (BC және DA) және екі адиабатадан (AB және CD) құралған. 8.8, а суретте p –ω координаталарында тура сол Карно циклы келтірілген.Карно циклын жүзеге асыру келесідей қамтамасыз етілуі мүмкін. Жұмыс денесі бастапқы температурасы T1 болатын газ болып табылатын құрылғы бірінші сатыда жылу көзінен Qt1 жылу алады. Жылуды алу барысында газдың температурасы тұрақты Т1 болып қалады, ал энтропия ΔSk мәнге артады (8.8, б суреттегі ВС сызығы). Бұл кезде газ ұлғаяды (оның көлемі ұлғаяды), ал оның қысымы төмендейді (8.8,а суреттегі ВС сызығы). Осылайша газ оң жұмыс атқарады.

а — pω- диаграмма; б — TS-диаграмма Екінші сатыда жылу алмасу болмайды. Жұмыс газының температурасы Т1-ден Т2-ге төмендейді, ал энтропия өзгеріссіз қалады (8.8,б суреттегі CD сызығы). Бұл кезде көлем өсуін жалғастырады, ал қысым бірінші сатыға қарағанда қарқынды түрде төмендейді (8.8,а суреттегі CD сызығы), яғни газ қайтадан жұмыс атқарады.

Карно циклын жылу көзі мен оның тұтынушысының арасында өткізгіш (жұмыс газы) болған кезде ғана жүзеге асыруға болатындығын айта кетейік, себебі жылу көзі мен тұтынушының температуралары әр түрлі (Т1, Т2) бірақ тұрақты болады және осы себептен олардың арасындағы бұл процесс бір өткізгішсіз тұйықтала алмайды. Жылу көзінен жұмыс денесіне жылу берген кезде олардың температурасы Т1 бірдей, ал жылу алмасу температуралар әр түрлі болғанда ғана мүмкін болады. Демек, олардың температурасының айырмашылығы өте кішкентай болғаны. Т2 температура кезінде және температуралардың айырмашылығы шексіз аз болғанда жұмыс денесі мен жылу тұтынушысының арасында жылу алмасу барысында осыған ұқсас процесс жүреді. Сәйкесінше, Карно циклы тепе-теңдікті болып табылады, себебі бұл циклда процестер температураның шексіз аз өзгерістерінде жүреді. Карно циклының термиялық Пө бағалау үшін 8.8,б суретке сәйкес Qt1=kQT1ΔSk және Qt2=kQT2ΔSk шамаларын есептейміз. Бұл өрнекті Qt1 және Qt2 арналған өрнекке (8.15) қоямыз және түрлендіргеннен кейін Карно циклының термиялық Пө анықтауға арналған формуланы аламыз:

Алынған формуланы талдау Карно теорремасын тұжырымдауға мүмкіндік береді: жылу көзі мен жылу қабылдағышы бар циклдың термиялық Пө термодинамикалық процеске қатысатын жұмыс денелерінің қасиеттеріне тәуелді болмайды, жылу көзі мен қабылдағышының температураларымен ғана анықталады.

8.6 бөлімде Карно циклы тепе-теңдікті процесс екендігі көрсетілген. Сонымен бірге, газ ұлғайған кезде (8.8 суреттегі BCD сызықтары) жүйе энтропиясы ΔSK артады, ал оны сыққан кезде тепе-теңдік айналымды процесте энтропияның өзгерісі нольге теңеседі, яғни

Тәжірибе нақты термодинамикалық процестердің тепе-теңдіксіз процестер болатындығын көрсетеді, яғни олар кері бағытта жүруі мүмкін болатын өзгерістермен бірге жүреді. Оқшауланған жүйелерде нақты термодинамикалық процестер әрқашан тепе-теңдік орнатуға бағытталатындықтан, және егер жүйеде қысым немесе температура айырмашылықтары болса, онда процесс осы айырмашылықты жоюға бағытталады. Мұндай процесс әрқашан қайтымсыз болады, себебі оны тудыратын параметрлерді түзеткенге дейін жүреді. Сонымен қатар, нақты процестерде энергияны беру әрқашан оның біраз бөлігінің жоғалуымен жүреді. Мысалы, механикалық жұмыс атқарған кезде оның бір бөлігі міндетті түрде жылуға айналады. Үйкеліс болмайтын машинаны жасау мүмкін емес. Үйкеліс үйкелетін денелердің қызуын тудырады. Бөлінген жылу қоршаған ортаға таралады. Екі денеден және өткізгіштен тұратын оқшауланған жүйеде де энергия жоғалады. Мысалы, тепе-теңдікті процесс болып табылатын Карно циклының өзінде механикалық жұмыс орын алып, ал нақты құрылғыда жұмыстың болуы міндетті түрде үйкеліс пен энергияның жоғалуын тудырады. Осылайша, кез келген нақты процесс тепе-теңдіксіз болады және қандай да бір дәрежеде энергия жоғалуымен жүреді. 8.4 бөлімде көрсетілгендей, термодинамиканың бірінші заңы энергияның әр түрлерінің арасында байланыс орнатады және олардың өзара түрленулерін зерттейді. Бірақ ол осындай түрленулер болуы мүмкін жағдайларды қарастырмайды. Мысалы, термодинамиканың бірінші заңы температурасы жоғары денеден жылудың температурасы төмен денеге немесе керісінше берілу мүмкіндігіне жол береді. Нақты процесс тек бірінші бағытта ғана жүре алады. Термодинамиканың екінші заңы (екінші бастамасы) әр түрлі термодинамикалық процестерді жүзеге асыру мүмкіндігін қарастырады, яғни термодинамикалық процестерді сандық сипаттайтын бірінші заңға қарағанда екінші сан оларды сапалық сипаттайды. Ол процестер мүмкін болатын немесе мүмкін болмайтын шарттарды анықтайды. Термодинамиканың екінші заңының тепе-теңдіксіз (нақты) процестердің мағынасын түсіндіретін бірнеше тұжырымдамалары бар. Тұжырымдама айырмашылықтары олардың осы процестердің әр түрлі ерекшеліктерін көрсететіндігіне негізделеді. Олардың ең маңыздылары келесі тұжырымдамалар: жылу өздігінен аз қыздырылған денеден қатты қыздырылған денеге өте алмайды; нәтижесі жұмыстың жылуға толық түрленуі болатын процесс мүмкін болмай шықты. Кейде термодинамиканың екінші заңының мағынасын нақтылау үшін бір тұрақты энергия көзімен жұмыс атқаратын екінші текті мәңгі қозғалтқыш түсінігін енгізеді. Сонда екінші заңының негізгі мағынасы екінші ретті мәңгі қозғалтқыштың мүмкін еместігін көрсетеді. Екінші заң энтропия түсінігімен байланысты барлық мәселелерді қарастыруға мүмкіндік береді, сондықтан оны кейде энтропия туралы заң деп атайды. (8.3) сәйкес жылу берген кездегі ΔQt (жүйеге немесе одан) Т температура кезінде жүйе энтропиясының өзгерісі келесі формула бойынша анықталады

ΔS = ΔQt/T.(8.17) Бірақ бұл тәуелділік тек тепе-теңдікті процестер үшін орындалады. Жұмыс орындалатын тепе-теңдіксіз процестер әрқашан осы жұмыстың бір бөлігінің жылуға ауысуымен жүреді (мысалы, үйкеліс есебінен), яғни қосымша ΔQtд пайда болады. Сонда

Тепе-теңдікті (8.17) және тепе-теңдіксіз жүйелер үшін арналған (8.18) тәуелділіктерді біріктіре отырып, мынаны аламыз:

ΔS>ΔQt /T.

Бұл қатынас термодинамиканың екінші заңының математикалық өрнегі болып табылады. Ол нақты термодинамикалық процесте жүйе энтропиясының өзгерісі тепе-теңдікті процесте болатын өзгерістен төмен болмайтындығын көрсетеді.

Термодинамика әдістері нақты машиналар мен құрылғылардың артықшылықтарын энергияны пайдалану тиімділігі тұрғысынан бағалауға мүмкіндік береді. Кез келген нақты машинаның, мысалы іштен жану қозғалтқышының энергетикалық тиімділігін талдаған кезде барлық жоғалуларды шартты түрде үш түрге (үш топқа) бөледі. Осы топтардың әрқайсысы өзінің Пө бағаланады. Бірінші топқа осы машинаның жұмыс негізіне қаланған теориялық циклдың кемшілігінен туындайтын энергия жоғалулары жатады. Бұл жоғалулар термиялық Пө ηt бағаланады (8.6 бөлімді қараңыз). Екінші топқа теориялық және машина жұмыс істейтін циклдардың айырмашылықтарынан туындайтын жоғалуларды жатқызу керек. Бұл жоғалулар машинаның индикаторлық Пө ηі ескеріледі. Үшінші топқа механикалық Пө ηм бағаланатын машинаның әр түрлі түйіндеріндегі үйкелістерден туындаған механикалық жоғалуларды жатқызады. Машинаның, мысалы іштен жану қозғалтқышының толық Пө тиімді Пө деп атайды. Ол жоғарыда көрсетілген жеке үш Пө көбейтіндісіне тең:

η = ηt ηі ηм.

Бұл бөлімде термиялық Пө байланысты, яғни теориялық термодинамикалық циклдардың мәселелерімен байланысты сұрақтар ғана қарастырылады. Сондықтан нақты машиналардың циклдарын зерттеген кезде бірқатар болжамдар мен жеңілдіктер жасаймыз. Қарастырылатын процестерде жұмыс денесі жылу сыйымдылығы тұрақты идеал газ болып табылады; қарастырылып отырған машиналарда термодинамикалық процестер тұйықталған, яғни цикл болып табылады; жану процесі – бұл жылуды беру процесң; жану өнімдерімен жылуды шығару процесі – бұл жылуды бұру процесі деп есептейміз. Термодинамикалық циклдардың тиімділігін талдауды ең кеңінен таралған жылу машиналары: поршеньді, газтурбиналы және реактивті қозғалтқыштар, бу күштік және суытқыш қондырғылар үшін жүргіземіз.

Іштен жанатын поршеньдік қозғалтқыштар ең кең таралған жылу қозғалтқыштары болып табылады. Олардың ішіндегі ең көп қолданысқа ие болғаны конструкциялық схемасы 9.1 в суретте келтірілген төрт ырғақты қозғалтқыш болып табылады. Оның жұмыс істеу принципін қысым р және көлем W координаталарында диаграмманы тұрғызып қарастырған дұрыс. Қозғалтқыштың поршені 3 ЖөТ жоғарғы өлі нүктесінен (9.1, в суретте – сол жақта) ТөН төменгі өлі нүктесіне (9.1, в суретте – оң жақта) дейін цилиндрде қайтымды-ілгерілемелі қозғалыс жасайды. Оны шатун 4 және қос иін 5 (немесе иінді білік) арқылы қозғалысы қозғалтқыштың білігіне 6 беріледі. Поршеньнің сол жағында жану камерасы (немесе жұмыс камерасы) орналасады. Сонымен бірге қозғалтқышта (еріксіз басқарылатын) екі 1 және 2 клапаны болады. Поршень ЖӨТ-нен ТӨН дейін оңға қозғалғанда 1 енгізу клапаны ашық, ал жұмыс камерасындағы қысым атмосфералық қысымға тең (немесе төменірек) болады, ал оның көлемі W артады. Оны 9.1, а суреттегі ВА сызығы көрсетеді. А нүктесінде 1 клапан жабылады және жұмыс камерасы қоршаған ортадан оқшауланады. Ары қарай поршень ТӨН-нен ЖӨН дейін солға қарай қозғалғанда жанғыш газ қоспасының адибаталық сығылуы жүреді (9.1, а суреттегі АС сызығы). С нүктесінде қоспа тұтанады және жұмыс камерасындағы қысым р артқан кезде жанады, бірақ көлем W өзгермейді. Жылу Qt1` берілетін бұл изохоралық процесс 9.1, а суретте CZ' сызығымен көрсетіледі.

Одан кейін поршень ЖөН бастап оңға қарай қозғалыс бастайды, ал жану жалғасады, бірақ тұрақты қысымда р және көлемнің W артуымен жүреді, яғни Qt1`` жылу беріліп изобаралық процесс жүреді (9.1, а суреттегі Z'Z сызығы). Осылайша, жұмыс денесіне берілетін жалпы жылу:

Qt1 = Qt1 + Qt1 Z нүктесінде жанғыш қоспаның жану процесі аяқталады және жылу беру аяқталады, ал поршень оңға қарай қозғалысын жалғастырады. Бұл кезде жұмыс камерасының көлемі артуын жалғастырады, ал қысым төмендейді, яғни ыстық газдың адиабаталық кеңеюі жүреді. Поршень ТӨН жеткен кезде бұл процесс аяқталады, шығару клапаны 2 ашылады және ол арқылы жану өнімдерінің газ қоспасы жұмыс камерасынан шығарыла бастайды. Бұл процесті шартты түрде жылуды Qt2 изохоралық бұру деп есептейді (9.1,а суреттегі ЕА сызығы). Ары қарай поршень 3 солға ЖөН қарай қозғалады және газ қоспасын ығыстыруды жалғастырады. Бұл кезде жұмыс камерасындағы қысым атмосфералық қысымға тең (немесе жоғарырақ), ал көлем W кішірейеді (9.1, а суреттегі АВ сызығы). Поршеньдік қозғалтқыштың термодинамикалық циклы деп ACZ'ZEA тұйықталған контурды есептейді. Осы цикл шегінде жану камерасы шартты түрде оқшауланғандықтан, жұмыс денесінің (газдың) массасы тұрақты болып қалады. Сонда абсолют көлем W меншікті көлемге w пропорционал болады, сондықтан W осі w осімен сәйкес келеді деп есептеуге болады. Осылайша, 9.1, а суретте поршеньді қозғалтқыштың рω-диаграммасы тұрғызылған. 9.1,б суретте осы цикл үшін TS-диаграмма көрсетілген, сонымен бірге ондағы сипаттық нүктелер рω-диаграммадағы бір аттас нүктелерге сәйкес келеді. TS- диаграмма қозғалтқыш жұмысының тиімділігін бағалауға мүмкіндік береді, себебі оның аудандары энергияның әр түрлерін анықтайды (8.6 бөлімді қараңыз). Мысалы, GCZ'ZEH ауданы отынды жағудан алынған жылуға Qt1 пропорционал. GAEH ауданы шығарылған жылуға Qt2, яғни жану газдарымен жоғалған жылуға пропорционал. Тұйықталған қисық ACZ'ZEA ауданы циклда жұмыс жасауға жұмсалған жылуға пропорционал. Қарастырылған цикл аралас цикл немесе Тринклер циклы деп аталады және поршеньді 9.2 сурет. Поршеньді қозғалтқыштардың әр түрлі ціиклдары үшін TS- диаграммалар қозғалтқыштардың барлық циклдары үшін ортақ болады. Аралас цикл екі жеке жағдай алуға мүмкіндік береді. Осылайша, егер рω-диаграммада ZZ' бөлігін (9.1,а суретті қараңыз) нольдік шамаға айналдырсақ, онда көлем тұрақты болған кезде жылу берілетін цикл (Отто циклы) аламыз. Егер рω-диагарммада СZ' бөлігін нольдік шама түрінде жасасақ, онда қысым тұрақты болған кезде жылу берілетін цикл (Дизель циклы) аламыз. TS-диаграммалардың көмегімен поршеньді қозғалтқыштардың жұмыс тиімділіктерін әр түрлі циклдармен салыстырмалы талдау жүргіземіз. Сонымен бірге талдау нәтижелері салыстыру жағдайына тәуелді болатындығын ескеру керек. Мысалы, сығу жолының соңында температуралар тең болатын жағдайда Отто және Дизель циклдарын салыстырамыз (9.2 нүктедегі ортақ С нүктесі). Пайдалы жұмысқа жұмсалған жылу Отто циклында ACZ2E ауданымен, ал Дизель циклындағы осы сияқты жылу – ACZ1E ауданымен анықталады. Бірінші аудан үлкен болғандықтан, онда салыстырудың осындай жағдайында Отто циклы тиімдірек екенін байқаймыз. Егер осы циклдарды максимум температуралары, яғни жылуды беру соңындағы температуралары бірдей болатын жағдай үшін салыстыратын болсақ (9.2 суреттегі Z ортақ нүктесі), онда пайдалы жұмысқа жұмсалған жылу Отто циклында AQZE ауданымен, ал Дизель циклында – AC2ZE ауданымен анықталады. Бірінші аудан кіші болатындықтан, мұндай жағдайда Дизель циклы тиімдірек болып табылады. Сығу жүрісінің соңында жоғары температураға рұқсат етілмейтін жағдайларда (мысалы, бензин қозғалтқыштарында) Отто циклы қолданылады. Дизельдер сығу жүрсінің соңында жоғары температураға жол берілетін, бірақ максимум температурасы бойынша шектелген (Z нүктесінде) отынмен жұмыс істейді, сондықтан олар Дизель циклын немесе аралас циклды қолдана алады. Заманауи дизельдік қозғалтқыштарда негізінен аралас циклды қолданады, себебі ол максимум температураны төмендетуге (Z нүктесінде) және бір уақытта Отто циклының «артықшылықтарын» қолдануға мүмкіндік береді. Осылайша, TS-диаграммалары қозғалтқыштардың әр түрлі термодинамикалық циклдарын пайдалану тиімділігіне салыстырмалы бағалау жүргізуге, сонымен бірге әр түрлі параметрлердің олардың жұмысына әсерін сапалы талдауға мүмкіндік береді. Қозғалтқыш жұмысының тиімділігін сандық бағалау үшін 8.6 бөлімде қарастырылған тәсілмен анықталатын термиялық Пө есептеу керек. Ол үшін шығарылған жылуға Qt2 пропорционал 9.1, б суреттегі GAEH ауданын және берілген жылуға Qt1 пропорционал GCZ'ZEH ауданын бағалау керек, одан кейін олардың мәндерін (8.15) қою қажет.

Газ-турбиналы қозғалтқыштар да іштен жану қозғалтқыштарына жатқызылады. Газ-турбиналы қозғалтқыштарды тұрақты қысым кезінде жылу берілетін және тұрақты көлем кезінде жылу берілетін қозғалтқыштар деп екіге бөлуге болады. Заманауи газ-турбиналы қозғалтқыштарда тұрақты қысым кезінде жылу беру тәсілі ең көп қолданысқа ие. 9.3 суретте негізгі түйіндері қосылған газ-турбиналы қозғалтқыштың схемасы келтірілген. Отынды беру сорғысы 1, компрессор 2 (әдетте қалақшалы типті) және турбиналық дөңгелек 4 ортақ білікке 5 орнатылған. Жұмыс режимінде біліктің 5 айналуын турбиналы дөңгелек 4 қамтамасыз етеді. білік 5 айналған кезде сорғы 1 жану камерасына 3 отын беруді жүзеге асырады, ал компрессор 2 онда ауаны жібереді. Камерада 3 жұмыс қоспасы жанады (жылуды Qt1 беру). Үлкен арынмен турбинаны дөңгелектің айналуын қамтамасыз ете отырып, оның қалақшаларына келеді. Турбинадан өңделген газ қоспасы шығысқа бағытталады (жылуды Qt2шығару). Газ-турбиналы қозғалтқыш жұмысын қарастырғаннан кейін оның рω- диагарммасын зерттейміз. Термодинамикалық цикл компрессорда 2 басталады, ол жерде қоршаған ортадан келген ауа адиабаталық сығылады. pω-диаграммада бұл процесс АС адаиабатамен көрсетіледі (9.4, а сурет). Ары қарай камерада 3 ол жанған кезде жылу беріледі. Тұрақты қысымда жылу Q ' берілетін қозғалтқыштарда (Брайон циклы) бұл CZ1 изобара бойынша, ал Qt1 тұрақты көлем кезінде жылу берілетін'' қозғалтқыштарда (Гемфри циклы) – CZ2 изохорасы бойынша жүзеге асырылады. Одан кейін турбинада Z1E (немесе Z2E) сызық бойынша газ кеңеюінің адиабаталық процесі және жылу Qt2 шығару – жану өнімдерінің газ қоспасын шығару (9.4,а суреттегі ЕА сызығы) жүреді. 9.4, б суретте сол циклдердің TS-диаграммалары келтірілген, сонымен бірге оның сипаттық нүктелері рω-диаграммасындағы бір аттас нүктелерге сәйкес келеді. TS-диаграмма газ-турбиналы қозғалтқыштардың екі түрлі циклдарын салыстыруға мүмкіндік береді. Осылайша, ACZ1E ауданы тұрақты қысым кезінде (p = const) жылу шығарылатын циклда жұмыс орындау үшін қолданылған жылуды, ал ACZ2E ауданы –– тұрақты көлем кезіндегі (w = const) жылу берілетін циклдағы сол шаманы анықтайды.

1 — отын сорғысы; 2 — компрессор; 3 — жану камерасы; 4 — турбиналы дөңгелек; 5 — білік

а — pω- диаграмма; б — TS-диаграмма SACZlE > SACZlE болатындықтан, тұрақты көлемі кезіндегі жылу берілетін цикл тұрақты қысым кезінде жылу берілетін циклға қарағанда тиімдірек және оның термиялық ПӘК жоғары. Газ-турбиналы қозғалтқыштардың термиялық ПӘК мәндерін жоғарыда сипатталған әдіспен табуға болады. Ол үшін жүйеден шығарылатын жылуға Qt2 пропорционал болатын 9.4,б суреттегі GAEH ауданды есептеу керек, одан кейін берілген жылуға Qt1 пропорционал болатын GACZXEH (жылу p = const болған кезде берілсе) немесе GACZ2EH (жылу w = const болған кезде берілсе) аудандарын есептеу керек. Алынған мәндерді (8.15) қою керек. Тұрақты көлем кезінде жылу берілетін жану қозғалтқыштарының конструкцияларының ерекшеліктері пульстендіруші жұмыс режимдеріне алып келеді. Сондықтан тұрақты қысым кезінде жылу берілетін қозғалтқыштың Пө салыстырғанда оның термиялық Пө жоғары

1 – отынды беру каналы; 2 – компресор дөңгелегі; 3 – білік; 4 – турбиналы дөңгелек; 5 – тотықтырғышты беру каналы.

болатындығына қарамастан, ол тәжірибеде кең қолданысқа ие болған жоқ.

Реактивті қозғалтқыштар ауа-реактивті, оларға компрессорсыз және турбореактивті (компрессорлы) қозғалтқыштар жатқызылады, сонымен бірге сұйықтық-реактивті болады. Компрессорсыз ауа-реактивті қозғалтқыштың конструкциялық схемасы 9.5,а суретте келтірілген. Қарастырылып отырған қозғалтқыштың ағынды бөлігін шартты түрде үш құрамдас бөлікке бөлуге болады. І — І қимасынан ІІ—ІІ қимаға дейінгі бөлікті диффузор деп атау қабылданған, ары қарай ІІ—ІІ қимадан ІІІ—ІІІ қимаға дейінгі бөлікте жану камерасы және соңында ІІІ—ІІІ қимасынан ІV––ІV қимасына дейін шүмек орналастырылады. Ауа ағыны диффузорға келіп түседі және қысым pa мен pc аралығында артқан кезде оның шегінде қозғалады (9.5, а суреттегі графикті қараңыз). ІІ— ІІ қимасында канал 1 арқылы берілетін отын шашыратылады және одан кейін ол жанады (ІІІ—ІІІ қимасына дейін). Жану камерасы шегіндегі қысымды тұрақты деп есептейміз: pc = pz. Жану өнімдерінің газ қоспасы шүмек арқылы қозғалған кезде (ІІІ—ІІІ бастап ІV—ІV дейін) оның қысымы ре шамасына дейін төмендейді және жылдамдығы артады. Нәтижесінде шүмектен шығатын жерде ағынның жылдамдығы жоғары болады, оның есебінен реактивті тарту күші туындайды. Ауа-реактивті қозғалтқыш жұмысын қарастырғаннан кейін оның рω- диаграммасын зерттейміз. Диффузордағы (І — І қимасынан ІІ—ІІ қимаға дейін) қысымның арту процесі адиабаталық деп есептейміз (9.6, а суреттегі АС адиабатасы). Жылуды Qt1 беру жану камерасында тұрақты қысымда pc = pz жүреді (линия на рис. 9.6, а суреттегі CZ сызығы). Жану өнімдерінің газ қоспасының шүмектегі кеңею процесін (ІІІ—ІІІ бастап ІV—ІV дейін) адиабаталық деп (9.6, суреттегі ZE сызығы), ал жану өнімдерінің ағынымен жылу Qt2 шығаруды шартты изобаралық (9.6, а суреттегі ЕА сызығы) деп есептейміз.

а –– рω- диаграмма; б –– TS-диаграмма 9.6, б суретте қозғалтқыштың TS-диаграммасы көрсетілген, сонымен бірге оның сипаттық нүктелері рω-диаграммасының бір аттас нүктелеріне сәйкес келеді. TS-диаграмманы және 8.6 бөлімде келтірілген әдістемені қолдана отырып, қарастырылып отырған қозғалтқыштың Пө табуға болады. Ол үшін 9.6, б суреттегі берілген жылуға Qt1 пропорционал болатын GACZEH ауданын және шығарылған жылуға Qt2 пропорционал болатын ауданды табу керек, одан кейін оларды термиялық Пө формуласына (8.15) қою керек. Бұл қозғалтқыштың эксплуатациясы ауа ағыны оған кіретін жерде жоғары жылдампдыққа ие болған кезде, яғни ол қолданылатын нысанның жылдамдығы жоғары болғанда тиімділігі жоғары болады. Бұл жағдайда диффузордың соңындағы қысым (9.5, а суреттегі ІІ—ІІ қима) жоғары мәнге жетеді, жұмысқа қолданылатын жылуға сәйкес келетін 9.6,б суреттегі ACZE ауданы ұлғаяды және қозғалтқыштың термиялық Пө артады. Осындай қозғалтқыштарды төмен жылдамдықпен қозғалатын нысандарда қолданудың тиімділігі өте төмен. Ағынды үрлеу мәжбүрлі түрде (компрессормен) жүргізілетін ауа- реактивті қозғалтқыштың мұндай кемшілігі жоқ. 9.5,б суретте турбореактивті деп аталатын осындай қозғалтқыштардың мүмкін болатын конструкциялық схемаларының біреуі көрсетілген. Осы схеманы алдыңғы схемалардың (9.5, а суретті қараңыз біреуімен салыстырып қарастырған дұрыс. Турбореактивті қозғалтқыштарда диффузор мен жану камерасының арасына жалпы білікке 3 тізбектей орнатылған бірнеше қалақшалы дөңгелектер 2 болып табылатын компрессор орналастырылған. Білік 3 жану камерасынан кейін бірден. Осылайша, жану камерасынан шығарылатын газдар туңрбиналы дөңгелекті 4 айналдырады, ал оның айналуы ортақ білік 3 арқылы қозғалтқыш арқылы ағынды үрлеуді қамтамасыз ететін компрессордың қалақшалы дөңгелектеріне 2 беріледі. Осындай қозғалтқышта диффузорда қысымның pc дейін жоғарылауымен бірге, ол компрессорда қосымша pc1 дейін ұлғаяды (9.5, б суреттегі графикті қараңыз). Бұл қысымды камераның барлық шегінде тұрақты (pc1 = pz1) деп есептейміз. Осы қозғалтқышта қысымның төмендеуі турбиналы дөңгелекте 4 және ары қарай шүмекте pe = pa дейін жүреді. Бұл жағдайда рω-диаграмма жоғары қарай ұзарады (9.6, а суретті қараңыз) және турбореактивті қозғалтқыш циклы A → C1 → Z1 → E → A контуры бойынша жүреді. TS-диаграмма да Т осінің бағытына қарай ұзарады (9.6, б суреттегі AC1Z1EA қараңыз). Компрессорсыз және турбореактивті қозғалтқыштардың TS-диаграммаларын салыстырудан турбореактивті қозғалтқышта жұмысқа жұмсалған жылу 9.6,б суреттегі CC1Z1Z ауданға пропорционал шамаға үлкен деген тұжырым жасауға болады. Осылайша, оның эксплуатациясы тиімдірек, яғни қозғалтқыш жоғары термиялық Пө nt ие. Бұл Пө мәні компрессорсыз қозғалтқыш үшін қолданылған әдіс бойынша анықталуы мүмкін. Қарастырылған реактивті қозғалтқыштарда олардың жұмысын қамтамасыз ететін маңызды факторлардың бірі ауа ағыны болып табылады. Алайда осындай ағынды жасау мүмкін емес жағдайлар болады, мысалы қозғалтқышты ғарышқа эксплуатациялағанда немесе өте терең ұңғымаларды бұрғылаған кезде. Мұндай жағдайларда сұйықтықты-реактивті қозғалтқыш қолданылады. Оның алдыңғылардан айырмашылығы жану камерасына ауаның орнына жану процесінде ауаны алмастыратын тотықтырғыш беріледі. 9.5, в суретте сұйықтық-реактивті қозғалтқыштың конструкциялық схемасы берілген. Мұндай қозғалтқыштың жану камерасында диффузорлық кірісі болмайды. Басқа жағынан 9.5, а суретте көрсетілген сияқты болады. Ауаның орнына канал 5 арқылы бұл камераға тотықтырғыш (мысалы сұйық оттегі) беріледі, ал канал 1 арқылы отын беріледі (9.5,а суретті қараңыз). Жанғаннан кейін өңделген газ алдыңғы жағдайлардағы сияқты шүмек арқылы шығарылады.

Бу-күштік қондырғылар жылу энергиясын электрлік энергияға түрлендіру үшін қолданылады. Олар жылу және атом электрстанцияларының энергетикалық жүйелерінде кең қолданыс тапты. Бу-күштік қондырғылардың жұмыс циклдарын термодинамикалық зерттеу кезінде негізгі қиындық қолданылатын жұмыс денесімен туындайды. Егер жоғарыда қарастырылған қозғалтқыштарда жұмыс денелері белгілі бір қателікпен идеал деп есептеуге болатын газдар болса, ал бу-күштік қондырғыларда жұмыс денесі цикл периодында өзінің агрегаттық күйін өзгертетін су болып табылады. Сонымен бірге бу-күштік қондырғы бірыңғай машина емес, бірқатар жеке агрегаттардан тұрады.

7 сурет. Бу-күштік қондырғысының схемасы: 1 — бу қыздырғыш; 2 — бу қазандығы; 3 — сорғы; 4 — конденсатор (суытқыш); 5 — бу турбинасы. 9.7 суретте бу-күштік қондырғының схемасы келтірілген. Ол бу қазандығынан 2, бу қыздырғыштан 1, бу турбинасынан 5 конденсатордан (суытқыш) 4, сорғы 3 және байланыстыратын құбыр желілерінен тұрады. Сорғы 3 суды бу қазандығына 2 айдайды, ол жерде су ылғал буға айналады. Ылғал бу – бу газ ортада шашыратылған тамшылардан тұратын екі фазалы қоспа. Ары қарай ылғал бу бу қыздырғышына 1 жіберіледі, ол жерде құрғақ бу күйіне келтіріледі. Құрғаз бу – бұл бір фазалы орта, яғни сұйықтықтың барлық шашыраған тамшылары бу күйіне өткен. Құрғақ бу бу турбинасына 5 беріледі, ол жерде ол турбинаны айналдыра отырып, жұмыс істейді. Одан кейін бу суға айналдырылатын конденсаторға 4 жіберіледі. Конденсатордан 4 кейін су сорғыға беріледі, яғни цикл қайтадан қайталанады.

Қыздырғаннан кейін турбинада будың адиадаталық кеңеюі жүреді (9.8, а суреттегі EF сызығы). Одан кейін жұмыс денесі конденсаторда 4 суытылады, яғни жылу Qt2 шығарылады. Оны FD изобара көрсетеді (9.8, а сурет). Сонымен бірге FC бөлігінде жұмыс денесі газ (құрғақ бу), CD бөлігінде – екі фазалы орта (ылғал бу) болады және соңында D нүктесінде ол сұйықтыққа (суға) айналады.

9.8 , б суретте тура сол циклдың TS-диаграммасы келтірілген және де оның «түйіндік» нүктелері pω-диаграмманың ұқсас нүктелеріне сәйкес келеді. Сонымен бірге бұл диаграммаға жұмыс денесінің (судың) әр түрлі агрегаттық күйлерін бөлетін І және ІІ сызықтары сызылған. Қарастырылып отырған циклдың TS- диаграммасының судың агрегаттық күйлерінің өзгерісінен туындайтын ерекшеліктері бар. Осылайша, pω-диаграммада түзу болатын АКВЕ изобаралық қыздыру сызығы TS-диаграммада сынық болады. Бұл тұрақты температурада жүретін екі фазалы ортаны (ылғал буды) қыздыру процесінің ерекшеліктеріне негізделген (1.3.5 бөлімін қараңыз). Сондықтан процесс тек изобаралық қана емес, сонымен бірге изотермиялық болып табылады (9.8, б суреттегі КВ бөлігі). АК (суды) және ВЕ (құрғақ буды) бөліктерінде бір фазалы жұмыс денесін қыздыру айнымалы температура кезінде жүреді, сондықтан АКВЕ изобараны pω-диаграммадан TS-диаграммаға көшірген кезде КВ изотермиялық бөліктің болуынан ол К және В нүктелерінде «сынады». Осы сияқты өзгерістер FD изобаралық суыту қисығын көшірген кезде орын алады.

Бу-күштік қондырғының термиялық Пө алу үшін 9.8, б суреттегі GDAKBEH фигурасының ауданын (ол берілген жылуға Qt1 пропорционал) және GDCFH фигурасының ауданын (ол шығарылған жылуға Qt2 пропорционал) тауып, алынған мәндерді (8.15) формулаға қою керек.

Жоғарыда қарастырылған жылулық қозғалтқыштардың термодинамикалық циклдарында жұмыс денесіне жылу механикалық жұмысты алу үшін берілген. Тоңазытқыш қондырғыларында қарама-қарсы процесс жүреді – жұмыс істеу есебінен жұмыс денесінен қоршаған ортаға жылу беріледі, яғни тоазытқыш машиналардың циклдары жылулық қозғалтқыштың тура циклдарына қарағанда кері болып табылады.

Тоңазытқыш қондырғыларының жұмыс денесін тоңазытқыш агент немесе хладагенттер деп атау қабылданған. Жұмыс денесі (хладагент) суытылатын нысаннан сыртқы ортаға жылу тасымалдайды. Тоңазытқыш қондырғысы жұмысының тиімділігін сандық бағалау үшін термиялық Пө емес, тоңазытқыш коэффициент εх қолданылады. Ол суытылатын нысаннан шығарылған жылудың Qt2 сол үшін орындалған жұмысқа L қатынасымен анықталады. Кері цикл кезіндегі жұмыс жұмыс денесінен қоршаған ортаға шығарылған жылу Qt1 мен суытылатын нысаннан жұмыс денесіне берілген жылудың Qt2 айырмашылығына тең, яғни L = Qt1 – Qt2. Сонда тоңазытқыш коэффициентін мына формула бойынша табамыз:

Осылайша, тоңазытқыш коэффициент жұмыс денесінен сыртқы ортаға берілген жылудың Qt1 және суытылатын нысаннан жұмыс денесіне берілген жылудың Qt2 қатынасымен анықталады. Хладагенті газ (мысалы, ауа) болып табылатын тоңазытқыш қондырғысының термодинамикалық циклын қарастырайық. 9.9 суретте келтірілген мұндай қондырғының схемасы компрессор 3, екі жылу алмастырғыш (2 және 4), сонымен бірге детандерден 1 тұрады. Компрессор 3 хладагентті айдайды, яғни қысымның р1 дейін қызуын қамтамамасыз етеді. Одан кейін хладагент жылу алмастырғыш-тоңазытқышқа 2 келеді, ол хладагентті суыту қызметін атрқарады. Ары қарай хладагент детандер 1 арқылы өтеді, ол жерде оның қысымының р2 дейін төмендеуі қамтамасыз етіледі. Детандерден кейін жылу алмастырғыш-қыздырғыш 4 орналастырылған, ол жерде хладагент суытылатын нысаннан жылуды алады. Одан кейін хладагент компрессорға 3 жіберіледі және жұмыс циклы қайтадан қайталанады. Жұмыс процесін қарастырғаннан кейін ауа тоңазытқыш қондырғысының pω-диаграммасын тұрғызамыз. Бұл кезде компрессорда 3 қысымның жоғарылау процесі адиабаталық деп есептейміз және оны 9.10, а суреттегі тұрақты қысым р1 кезінде жүргізіледі (pω-диаграммадағы ЕА изобара). Детандердегі 1 қысымның р2 дейін төмендеу процесін де адиабаталық деп есептейміз, сонда оны pω-диаграммада АС адиабатасы көрсетеді. Сутылатын нысаннан жылуды Qt2 шығару және оны хладагентке беруді CD изобарасы көрсетеді.

Жеткіліксіз тиімділіктеріне байланысты ауа тоңазытқыш қондырғылары тәжірибелік қолданыс тапқан жоқ. Қазіргі уақытта букомпрессорлық қондырғылар ең тиімді қолданысқа ие болды. Букомпрессорлы тьоңазытқыш қондырғыларының түбегейлі айырмашылықтары екі фазалы жұмыс денесін қолдануға негізделеді, яғни бұл қондырғыларда төмен қайнайтын сұйықтықтар қолданылады және термодинамикалық цикл жұмыс денесінің агрегаттық күйінің ауысуларын (бу → сұйықтық → бу) пайдаланады. Осындай сұйықтықтар ретінде аммиак, көміртек диоксидін, хлорлы метил, сонымен бірге фреондарды қолданады. Букомпрессорлы тоңазытқыш қондырғының прицнипалды схемасы ауа қондырғысының сызбасы сияқты қалуы мүмкін. Бірақ бұл қондырғыларда қысымды төмендету үшін детандердің орнына көп жағдайда конструкциясы айтарлықтай қарапайым болатын гидравликалық дроссельді қолданады. 9.11, а суретте алдыңғыдан ерекшеленбейтін букомпрессорлы қондырғының pω-диаграммасы келтірілген, бірақ осы термодинамикалық циклдың процесінде жұмыс денесінің агрегаттық күйінің өзгерісі жүреді. Оны қарастыру үшін 9.11, а суретте жұмыс денесінің әр түрлі агрегаттық күйлерінің аумақтарын бөлетін І және ІІ сызықтары сызылған. Осылайша, І сызықтың сол жағында ол сұйық күйде болады, ІІ сызықтың оң жағында құрғақ бу күйінде болады, ал І және ІІ сызықтардың арасында ылғал бу аумағы орналасады. Ылғал бу – бұл бу газ ортасында шашыраған сұйықтық тамшыларынан тұратын екіфазалы қоспа. Егер бұл процесс тұрақты қысымда жүрсе, онда оның температурасы да өзгермейтіндігін есте сақтау керек (1.3.5 бөлімді қараңыз).

Осылайша, компрессорда 3 (9.9 суретті қараңыз) сұйықтықтың емес газдың адиабаталық сығылуы жүреді (9.11, а суреттегі DE сызығы). Сонымен бірге алдымен ылғал бу сығылады (DF бөлігі), одан кейін құрғақ бу (FE) сығылады. Конденсаторда 2 жылуды Qt1 шығарудың изобаралық процесі (ЕА' сызығы)де екі сатыға бөлінеді: өзгеріс алдымен құрғақ буда (ЕВ бөлігі), одан кейін ылғал буда (ВА' бөлігі) жүреді. А' нүктесінде бу конденсациясы қамтамасыз етіледі, яғни жұмыс денесі сұйық болады. Одан кейін детандерде 1 сұйықтық ылғал буға айналады, оның қысымы төмендейді және ары қарай қарастырылып отырған термодинамикалық цикл алдыңғы циклдан ерекшеленбейді. Букомпрессорлы қондырғының TS-диаграммасы 9.11, б суретте келтірілген. 9.11, б суреттегі DE сызығы 9.10, б суретте келтірілген диаграмманың DE сызығынан ерекшеленбейді, себебі екеуі де адиабаталар болып табылады. Жылу Qt1 шығарудың адиабаталық процесінің басында бұл диаграммалар сәйкес келеді (9.11, б суреттегі ЕВ қараңыз). Ары қарай процесс ылғал бу аумағына өтеді, яғни тұрақты қысымды және тұрақты температурада өтеді (ВА' сызығы). Одан кейін детандерде 1 газдың адиабаталық кеңеюі байқалады (А'С' сызығы). Және соңында суытылатын нысаннан жылуды шығару Qt2 да изобаралық және изотермиялық болып табылады, себебі ылғал бу аймағында жүреді (C'D сызығы). Дроссельді (детандердің орнына) қолданған кезде процесс адиабаталықтан ерекшеленеді және (А'С' орнына) А'С" сызығы бойынша жүреді. Тоңазытқыш хладагенттің мәнін алдыңғы жағдайдағы сияқты анықтай аламыз. Ауа және букомпрессорлы қондырғылардың TS-диаграммаларына салыстырмалы талдау жүргіземіз. Олардың біріншісінде шығарылатын жылу мөлшері GCDH ауданына, ал екіншісінде – GCC'DH ауданына пропорционал. GCC'DH ауданы GCDH ауданынан үлкен болатындықтан, букомпрессорлы қондырғысының тиімділігі жоғары. Сондықтан букомпрессорлы қондырғылар заманауи тұрмыстық және өнеркәсіптік құрылғыларда кең қолданыс тапты.

Жылу алмасу теориясында екі негізгі тапсырманы қолдана аламыз. Бірінші тапсырма – берілген жағдайда нысанның бір бөлігінен басқа бөлігіне өтетін немесе бір нысаннан басқасына берілетін жылу мөлшерін анықтау. Бұл тапсырма жылу алмасу аппараттарын, оқшаулау арқылы жылудың жоғалуын есептегенде және т.с.с. негізгі тапсырма болып табылады. Екінші тапсырма – жылу алмасу процесіне қатысатын нысанның әр түрлі нүктелеріндегі температураны анықтау. Бұл тапсырманы шешу машиналардың тетіктерін жобалаған кезде маңызды, себебі олар дайындалатын материалдардың беріктілік қасиеттері айтарлықтай дәрежеде температураға тәуелді болады, ал машина тетіктерінде туындайтын температураның әркелкі таралуы қосымша термиялық кернеудің пайда болуын тудырады. Жылуды таратудың (берудің) негізгі үш тәсілі белгілі: жылу өткізгіштік, конвекция және сәулелену. Бұл тәсілдерге жылу тасымалдаудың молекулалық, конвективті және радиациялық механизмдері сәйкес келеді.

Газдарда жылу өткізгіштікпен жылу жылулық қозғалыс жылдамдықтары әр түрлі молекулалардың соқтығысуы кезінде таралады. Металдарда ол негізінен еркін электрондардың қозғалысы есебінен қамтамасыз етіледі.

Конвективті тасымалдау жылу тасымалдағыштың еркін немесе мәжбүр қозғалысы есебінен жүзеге асырылуы мүмкін. Жылу тасымалдағыш жүйенің әр түрлі бөліктерінде әр түрлі тығыздыққа ие болған кезде еркін қозғалыс туындайды. Мысалы, қыздырғыш батарея онымен жанасатын ауаны қыздырады. Қыздырылған ауаның тығыздығы суық ауаның тығыздығынан төмен, сондықтан егер батарея еденге жақын орналасса, онда суық ауа қыздырылған ауаны ығыстыра отырып, қыздыру аумағына жылжиды. Осылайша, жылу ауамен бірге батареядан ғимараттың басқа бөліктеріне таралады. Жылу тасымалдағыштың каналдағы қозғалысы сорғы, эжекторлардың және басқа құрылғылардың көмегімен жасалатын қысым айырмашылығы әсерінен жүреді.

Осылайша, жылу алмасудың бірінші екі тәсілі жылумен алмасатын нысандардың арасында заттық ортаның болуын қажет етеді. Үшінші тәсіл арқылы жылуды аралық нысандар арқылы да (сәулелену үшін мөлдір), «бос» кеңістік (вакуум) арқылы да беруге болады. Тәжірибеде нысандар арасында жылу беру бір тәсілмен емес, бір уақытта екі немесе барлық үш тәсілмен жүзеге асырылады. Жылу алмасу теориясының негізіне термодинамиканың бірінші және екінші заңы, сонымен бірге жалпы физиканың басқа заңдары (Фурье заңы, Ньютон заңы, Планк заңы және т.б.) жатады. Жылу алмасу процестерінің қарқындылығы жылулық ағынмен немесе оның тығыздығымен, ал нысанның (дененің немесе денелер жүйесінің) температуралық күйі – температуралық өріспен сипатталады.

ХЖ жылулық ағынның өлшем бірлігі – ватт (Вт).

Жылулық ағындар температуралық арын деп атау қабылданған температуралардың айырмашылығы T = T1 - T2 болған кезде ғана пайда болады.

Жалпы жағдайда кеңістіктің осы нүктесіндегі температурасының мәні Т осы нүктенің х, у, z координаталарымен және уақытпен t анықталады.

бұл жерде λ0 — 0°С кезіндегі жылу өткізгіштік коэффициент; β — температура өзгерісін ескеретін коэффициент. Газдар үшін, атап айтқанда сұйықтық булары үшін жылу өткізгіштік коффициенті λ қысымға да айтарлықтай тәуелді болады. Әр түрлі заттар үшін жылу өткізгіштік коффициентінің λ мәндері өте кең аралықта өзгереді. Металдарда жылу өткізгіштік коффициенті ең жоғары мәнге ие . Мысалы 0,5% көміртегі бар болат үшін λ шамамен 50 Вт/(м·К) тең. Газдарда λ коэффициенті үлкен емес – 0,01 бастап 1 Вт/(м·К) аралықта. Сұйықтықтардың (су мен глицериннен басқа) жылу өткізгіштік коэффициенттері температура артқан кезде төмендейді. Олардың көпшілігінде λ 0,1...0,7 Вт/(м·К) аралықта жатады.

Келесі екі маңызды жағдайларда жылулық ағынның Ф мәнін қабырға арқылы және оның қалыңдығы бойынша температура өзгерісінің сипатын анықтаймыз: жазық қабырға арқылы және цилиндр құбырдың қабырғасы арқылы. Жылу өткізгіштік коэффициенті λ температураға тәуелді болмайтын материалдан жасалған қалыңдығы δ болатын бір қабатты жазық қабырғаны (10.2 сурет) қарастырайық. Қабырғаның сол жақ бетінде тұрақты Т1 температура, ал оң жағында одан төменірек тұрақты Т2 температура орнайды. Сәйкесінше, қабырға температурасы оның қалыңдығы бойынша, яғни х осінің бағытында өзгереді (10.2 суретті қараңыз).

10.2 сурет. Жазық бір қабатты қабырғаның жылу өткізгіштігінің схемасы Осы жағдай үшін келесі түрге келтіруге ыңғайлы болатын Фурье заңын [(10.1) формуланы қараңыз] қолданайық:

Осы теңдеуді интегралдағаннан кейін мынаны аламыз

бұл жерде C — интегралдау тұрақтысы.

Оның мәні бастапқы шарттан анықталады: x = 0 болған кезде қабырға бетінің сол жағында T = T1. Сонда C = Т1, ал қабырға ішіндегі температура мына тәуелділік бойынша өзгереді:

Егер шарттың екінші бастапқы шартын x = δ болған кезде T = T2) ескеретін болсақ, онда (10.2) жылулық ағынның беттік тығыздығын табуға болады:

(10.3) тәуелділігін (10.2) теңдеуге қойып, қабырға қалыңдығы бойынша температура өзгерісінің заңын аламыз:

Осылайша, жазық бір қабатты қабырға үшін температура оның қалыңдығы бойынша сызықты заң бойынша өзгереді. Цилиндр құбырдың қабырғасы бойынша жылу өткізгіштік есебі үлкен техникалық қызығушылық тудырып жүр. Оның шешімі әр түрлі жылу алмастырғыштарда жылу беретін беттер ретінде кеңінен қолданылатын құбыр қабырғалары арқылы жылу беруді есептеуге мүмкіндік береді. Құбырдың ішкі және сыртқы бетіндегі температура өзгермейді деп есептейік, қабырға жылу өткізгіштік коэффициенті температураға тәуелді болмайтын біртекті материалдан жасалған. r1, T1 және r2, T2 — сәйкесінше құбырдың ішкі және сыртқы беттерінің радиусы мен температурасы болсын (10.3, а сурет). Қабырға қалыңдығы шегінен радиусы r және ұзындығы L, ауданы S = 2nrL болатын цилиндр бетті бөліп алайық. Осы бет арқылы жылулық ағынды Ф анықтаймыз (бірлік уақытта берілетін жылу мөлшері). r координатасы үшін жазылған Фурье заңын қолдана отырып, мынаны аламыз:

Ф ағымдық радиустың r мәніне тәуелді болмайтындықтан, онда (10.5) теңдеуін Т және r айнымалыларын бөлу мақсатында түрлендіруге болады:

Құбырда r = r1 радиустан r = r2 дейін өткен кезде температура T = Т1 мәннен T = T2 дейін өзгеретіндігін ескере отырып, соңғы теңдеуді мына түрде жазуға болады:

10.3 сурет. Цилиндр бір қабатты қабырғаның жылу өткізгіштік схемасы: а — жылу сыртқа шығарылады (Т1 > T2); б — жылу ішке беріледі (Т1 < T2) Интегралдап және айнымалыларды қойғаннан кейін соңғы теңдеу келесі түрге ие болады:

Осы теңдеуді Ф қатысты шеше отырып, мынаны аламыз:

Сонымен, құбыр қабырғасы арқылы жылу ағынын Ф есептеу үшін құбыр қабырғасының материалының жылу өткізгіштік коэффициентін λ, құбыр ұзындығын L, оның ішкі r1 және сыртқы r2 радиустарын, сонымен бірге температуралық арынды ΔT = T1 - T2 білу керек. (10.6) құбыр қалыңдығы бойынша температура өзгерісінің заңын алуға болады. Ол үшін құбыр қалыңдығы бойынша температура құбырдың ішкі бетінен Т1 радиуста r еркін нүктеде қабырғаның ішінде Т дейін өзегереді деп есептейміз. Сонда r = r2 және Т = Т2 болған кезде (10.6) мынаны аламыз:

Осылайша, цилиндр құбырдың қабырғасы бойынша температура өзгерісі логарифмдік қисық бойынша жүреді. (10.7) тәуелділікті талдаудан жылу ағынының құбыр қабырғасы арқылы сыртқа бағытталған кезде бұл қисық ішке қарай томпайып (10.3, а суретті қараңыз), ал жылулық ағын құбырдың ішіне бағытталғанда – сыртқа қарай томпайып (10.3, б сурет) тұратындығы шығады.

Жоғарыда айтылғандай, конвекция деп ортаның қозғалысынан газ немесе сұйықтық бөлшектері арқылы жылу энергиясының тасымалдауын айтамыз. Конвективті жылу алмасу – бұл жылу температурасы әр түрлі ортаның жеке көлемдерінің есебінен, сонымен бірге осы ортаның жылу өткізгіштігі есебінен жылу берілетін күрделі процесс. Жылу тасымалының себебі температуралық арын ΔТ болады. Сонымен бірге жылу тасымалының қарқындылығы сұйықтық (немесе газ) қозғалысына, физикалық қасиеттеріне және де жылу алмасу жүретін жүйенің геометриялық сипаттамаларына тәуелді болады. Конвективті жылу алмасу теориясының негізгі есебі жылу ағынын Ф есептеу, яғни жылу тасымалдаушы шайып өтетін дене беті арқылы өтетін жылу мөлшерін анықтау болып табылады.

Кесте 10.1

(10.8) формуладағы температуралық арын ΔТ ағын (сұйықтық) температурасы Тж мен ағынмен шайылатын қабырға температурасының Тст айырымы болып табылады:

ΔT = Тж -Тст.

Ағын қимасы бойынша температура өзгеретіндіктен, ағын температурасы Тж ретінде әдетте қабырғадан жеткілікті ара қашықтықтағы сұйықтық температурасын (немесе ағынның осы қимасындағы орташа температураны) қабылдайды. Сұйықтық жазық қабырғаға қатысты қозғалған кезде конвективті жылу алмасу мысалымен конвективті жылу алмасу процесін қарастырайық (10.4 сурет). Сұйықтықтың турбулентті қозғалысы кезінде (5.3 бөлімді қараңыз) тікелей қабырғада ағын жылдамдығы υ нольге тең болатындығы белгілі, ал одан алыстаған сайын (у осінің бағытында) арта түседі. Қабырғадан белгілі бір δд арар қашықтықта жылдамдық υ максимумға жуық мәнге жетеді, ары қарай тұрақты болып қалады (10.4 суретті қараңыз). Жылдамдық артуы жүретін қабырғаға жанасатынсұйықтық(газ)қабаты гидродинамикалық шекаралық қабат деп аталады. Сұйықтық температурасы ағын қимасы бойынша қабырға бетінде Тст мәнінен ағын тереңдігінде Тж мәніне дейін өзгереді (10.4 суретті қараңыз). Сұйықтық температурасы айтарлықтай

10.4 сурет. Конвективті жылу алмасу кезінде сұйықтық ағынындағы жылдамдықтар мен температуралардың өрістері өзгеретін қабаты жылулық шекаралық қабат деп аталады. Бұл қабаттың қалыңдығы δт да үлкен болмайды. Газдар үшін көп жағдайда δт < δд, бірақ бірінші жуықтауда δт ≈ δд деп қабылдауға болады. Шекаралық қабатта жылуды тасымалдау негізінен сұйықтықтың жылу өткізгіштігі есебінен жүреді. Керісінше, қабырғадан алыста жылу ретсіз, сонымен бірге ағынға көлденең қозғалатын сұйықтық бөлшектерімен бірге тасымалданады. Конвективті жылу алмасу кезінде негізгі термиялық кедергі шекаралық қабатта туындайды, сондықтан ол жылу беруге айтарлықтай әсер етеді. Жылу беру коэффициенті α көптеген факторларға тәуелді болады: шайылатын дененің пішіні мен өлшемі, сұйықтықтың ағу режимі мен жылдамдығы, оның физикалық қасиеттері және т.б. Конвективті жылу алмасу қарқындылығын анықтайтын бұл факторлар әр нақты жағдайда әр түрлі әсер етеді. Сондықтан тәжірибеде конвективті жылу алмасу процестерін зерттеу үшін зерттелінетін процесс моделіне эксперимент жүргізуді қолданады. Осы кезде алынған нәтижелер нақты нысанды есептеу кезінде пайдаланылуы үшін зерттелінетін процестердің ұқсастықтарының орындалуын қамтамасыз ету керек. Гидродинамикалық процестердің ұқсастықтары 4.1 бөлімде ұқсастықтың әр түрлі критерийі көрсетіліп қарастырылған. Олардың маңыздылары дөңгелек қима үшін (4.5) және еркін қима ағыны үшін (4.6) формулалар бойынша анықталатын Рейнольдс саны Re болып табылады. Жылулық есептеулерде әр түрлі ұқсастық критерийлерін пайдаланады. Олардың кейбіреулерін қарастырайық. Осы шарттардың ең маңыздылары Нуссельт критерийі (немесе саны) Nu болып табылады. Бұл конвективті жылу алмасу процесін сипаттайтын өлшемсіз шама. Нуссельт саны Nu белгілі болған кезде жылу беру коэффициенті оңай есептелінеді:

және ары қарай (10.8) бойынша жылу ағынының тығыздығы q, одан кейін жылу алмасу процесін сипаттайтын басқа параметрлер анықталады. (10.9) өрнектегі l – сұйықтық (газ) ағынының көлденең қимасының сипаттық өлшемі. Нуссельт саны Nu — бұл тәжірибеде эмпирикалық формулалармен анықталатын кешенді параметр. Мұндай формулалар машина жасау құрылғыларында кездесетін көптеген процестер үшін алынған. Олар анықтамалық әдебиетте келтірілген. Осы формулаларға сәйкес Nu мәні өз кезегінде Рейнольдс Re, Грасгоф Gr және Прандтль Pr мәндерімен нықталады. Грасгоф саны Gr — бұл ағынның әр түрлі нүктелерінде орта тығыздығының әр түрлі мәндерінен туындайтын көтеру күші мен тұтқыр үйкеліс күштерінің арасындағы қатынасты анықтайтын ұқсастық критерийі. Грасгоф саны ағынның көлденең қимасының сипаттық өлшеміне l, сұйықтықтың кинематикалық тұтқырлығына v, сұйықтықтың көлемдік кеңею коэффициентіне βt (1.3.4 бөлімді қараңыз), қабырға беті мен сұйықтық арасындағы температуралық арынға ΔT = Тст - Тж тәуелді болдады және мына формула бойынша анықталады:

бұл жерде g — еркін түсу үдеуі.

Прандтль саны Pr — бұл сұйықтық (газ) бөлшектерінің арасындағы энергиямен алмасу процестерін сипаттайтын ұқсастық шарты. Сонымен бірге оны заттың физикалық қасиеттерінің критерийі деп те атайды, себебі ол сыртқы факторларға тәуелді болмайды, тек қана сұйықтықтың (газдың) қасиеттерімен анықталады. Прандтль саны сұйықтықтың кинематикалық тұтқырлығының v және жылу өткізгіштік коэффициентінің α мәндерімен есептеледі:

Жылу өткізгіштік коэффициенті a — бұл сұйықтықтың жылу өткізгіштік коэффициентінің λ оның тұрақты қысым мен ср тығыздық ρ кезіндегі меншікті жылу сыйымдылығына қатынасына тең кешенді көрсеткіш:

10.5 сурет. Бір сұйық жылу тасымалдаушыдан басқа сұйық жылу тасымалдаушыға жазық қабырға арқылы жылу беру схемасы Кейбір тамшылы сұйықтықтар (су, май және т.б.) үшін температура артқан кезде Прандтль критериі Pr айтарлықтай» төмендейді. Газдар үшін Прандтль критерийінің мәні молекуладағы атомдар санына тәуелді болады, ал температураға тәуелді болмайды. Есептеулерде: бір атомды газдар үшін Pr= 0,67, ал екі атомды газдар үшін Pr = 0,72 деп қабылдайды. Сонымен жоғарыда баяндалған мәліметтердің негізінде конвективті жылу алмасу процесін есептеген кезде әрекеттердің келесідей ретін ұсынуға болады. Қарастырылып отырған процесс үшін Рейнольдс Re, Грасгоф Gr және Прандтль Pr критерийлері есептеледі. Анықтамалық бойынша Нуссельт санын Nu анықтау үшін формула таңдалып, мәні есептелінеді. Ары қарай (10.9) формула бойынша жылу беру коэффициентінің сандық мәні анықталады және (10.8) бойынша жылу ағынының тығыздығы q, ал одан кейін жылу алмасу процесін сипаттайтын басқа қажетті параметрлер есептеледі.

Қабырғамен бөлінген екі жылу тасымалдаушылардың сұйықтықтар арасындағы жылу алмасуларын қарастырайық (10.5 сурет). Бұл жағдайда жылу алмасу процесін үш сатыдан тұрады деп қарастыруға болады. Бірінші саты – температурасы тұрақты Тж1 сұйықтық пен температурасы Тст1 арасындағы конвективті жылу алмасу. Бұл жылу алмасудың шарты жылу беру коэффициентімен α1 сипатталады және Ньютон теңдеуімен (10.8) анықталады:

Екінші саты – жылуды қабырғаның жылу өткізгіштігі есебінен беру. Жылу ағынының тығыздығы (10.3) теңдеуден анықталады:

Үшінші саты — температурасы Тст2 қабырға беті мен температурасы Тж2 екінші сұйықтықтың арасындағы конвективті жылу алмасу. Жылу алмасу шарттары жылу беру коэффициентімен α2 сипатталады және Ньютон теңдеуімен (10.8) анықталады:

Жылу ағынының тығыздығын q және қабырға бетіндегі температураларды Тст1 және Тст2 есептеген кезде жылу беру кезінде α1, α2, Тж1, Тж2, λ және δ мәндері берілуі керек. Алынған теңдеулер жүйесін q қатысты шеше отырып, жылу беру теңдеуін аламыз

бұл жерде

Жылу беру коэффициентінің қосылғыштарының әрқайсысының бөліміндегі әрбір шамалар термиялық кедергі деп аталады. Егер қабырғаның термиялық кедергісі δ/λ басқаларымен салыстырғанда төмен болса, онда былай қабылдауға болады:

Сонда енгізілген мәндерді ескере отырып, ауданы S бет арқылы жылу беру кезінде жылулық ағын мына формула бойынша анықталады:

Әр түрлі машиналар мен аппараттарды әзірлеу кезінде жобалаушылар жылу беру процесін қарқындандыруға немесе бұл процесті тежеуге, яғни жылу жоғалуын төмендетуге қызығушылық туырады. (10.11) теңдеудің оң жақ бөлігіне кіретін әр түрлі шамалардың жылу ағынына қалай әсер ететіндігін қарастырайық.

Жылу беру коэффициенті К негізінен жылу беру коэффициенттерінің α1 және α2 мәндеріне тәуелді болады, себебі қабырғалардың термиялық кедергілері әдетте үлкен болмайды (егер арнайы жылу оқшаулау болмаса). Конвективті жылу алмасуды есептеу үшін арналған формулалар жылу беру коэффициенті ағын жылдамдығы жоғарылаған кезде артатындығын көрсетеді. Бірақ еріксіз қозғалыс кезінде сұйықтық жылдамдығын тек сорғы немесе осы қозғалысты қамтамасыз ететін компрессордың қуатын арттыру есебінен арттыруға болады. Осы құрылғылардың қуаттарының артуы жобаланатын машинаның эксплуатациясының шығындарын жоғарылатады. Сондықтан К арттыру есебінен жылу алмасу процесінің қарқындылығын жоғарылату әрқашан тиянақты экономикалық талдауды талап етеді. (10.11) формуладан көріп тұрғанымыздай, берілетін жылу мөлшері қыздыру бетіне S, яғни жылу ағыны өтетін бетке пропорционал. Жылуды қабылдайтын немесе беретін бетті оның бетіне қабырғалар жасайтын болса арттыруға болады (10.6 сурет). Ол үшін құбыр бетіне домалақ (10.6, а суретті қараңыз) немесе тік бұрышты (10.6, б суретті қараңыз). Пластиналарды тығыз бекітуге (немесе дәнекерлеуге) болады.

10.7 сурет. Жылу тасымалдағыштардың қозғалысы тура ағынды (а) және қарама-қарсы ағынды (б) схемалармен ұйымдастырылған кездегі олардың температураларының өзгеру сипаты Жылу алмасу қарқындылығын сонымен бірге температуралық ΔТ арынмен де өзгертуге болады. Жылу берудің (10.10) негізгі теңдеуін шығарған кезде жылумен алмасатын сұйықтықтардың температуралары Тж1 және Тж2 қыздыру бетінің барлық нүктелерінде тұрақты деп есептелген. Мұндай болжам орын алуы мүмкін, бірақ ол техникалық есептерде өте сирек кездеседі. Жылу алмастырғыштарда бір сұйықтық жылу береді, басқасы оны алады және орта температурасы Тж1 мен Тж2 сәйкесінше температуралық арын ΔT=Тж–Тж2 жылу тасымалдаушы сұйықтықтардың қозғалысы бойынша өзгереді. Мұндай өзгеріс сипаты жылу тасымалдаушылардың шығындалуымен, олардың жылу сыйымдылықтарымен және қозғалыстың өзара бағытымен анықталады.

Бірінші жағдайда жылу алмастырушыға кіретін кезде ыстық жылу тасымалдаушының температурасы ең үлкен мәнге ие, ал суық жылу тасымалдаушының температурасы ең кіші мәнге ие болады. Жылу алмастырғыштан шығатын жерде – керісінше болады. Сәйкесінше температуралардың ең үлкен айырмашылығы Т ' Т ' ж1 Т ' ж2 тура ағынды схемада жылу алмастырғыш кірісінде, алең төмен айырмашылығы Т Т ж1 Т ж2 қарама-қарсы ағынды схемада болады. Қарама-қарсы ағынды схемада температураның ең үлкен және ең кіші айырмашылықтарын алдын ала анықтау мүмкін емес, себебі олар көптеген себептерге тәуелді болады. Жылу тасымалдағыштардың қозғалысын қарама- қарсы схема бойынша ұйымдастырған кезде барлық шарттар тура ағынды схемамен бірдей болатын кезде, талап етілетін қыздыру беті тура ағынды схемаға қарағанда әрқашан кіші болады. Сонымен бірге қарама-қарсы ағынды схемада қыздырылатын сұйықтық температурасын суытылған жылу тасымалдағыштың соңғы температурасынан жоғары мәнде алуға болады.

Электрмагниттік сәулеленудің денеге физикалық әсері сәулелену толқын ұзындығына тәуелді болады. Ренгтен сәулелері денеге әсер етпей, одан өтеді немесе дене молекулаларын иондайды. Егер электрмагнитті сәулеленудің толқын ұзындықтары (8·10-10)... (8·10-4) м аралығында жатса, онда мұндай сәулелену денемен жұтыла отырып, молекулалардың хаосты жылулық қозғалысының энергиясына түрленеді және дене температурасын жоғарылатады. Осындай сәулеленуді жылулық сәулелену деп атайды. Алайда, кез келген толқын ұзындықтағы толқындардың сәулеленуі қанда да бір шамада әрқашан жылулық энергияға айналатындығын, ал жылулық сәулеленудің тек олар үшін бұл айналудың өте күшті көрінуімен ерекшеленетіндігін есте сақтау керек.

Дененің сәулелену қабілеті есәул деп дене бетінің бірлік ауданынан сәулеленетін энергия ағыны айтылады. Егер сәулелену қабілеті дене бетінің барлық ауданы S бойынша біркелкі таралса, онда

есәул = Фсәул/ S, Вт/м2.

Егер жылулық сәуле өзінің жолында қандай да бір денеген кездессе, онда сәулелі энергияның бір бөлігі Фсәул осы денеге енеді, ал тағы бір бөлігі қоршаған кеңістікке шағылады. Денеген өтетін энергияның бір бөлігі жылулық энергияға айналады, ал қалған бөлігі одан өтіп шығады. Сонымен денеге түсетін сәулелі ағын Фтүс үшке бөлінуі мүмкін: шағылған Фшағ, жұтылған Фжұт және өткізілген Фөтк. Осы құраушылардың әрқайсысын сандық бағалау үшін келесі түсініктерді енгізеді.

R = Фшағ/Фтүс.

A = Фжұт / Фтүс.

болатындығы белгілі.

«Абсолют» денелер табиғатта болмайды, алайда қасиеттері жағынан оған жуық денелер кездеседі. Мысалы, екі атомды газдарды абсолют мөлдір деп айтуға болады. Мұқият жылтыратылған мыс барлық жылу сәулелерін шағылдырады. Түсетін энергияның шамамен 95% мұнай күйесі жұтады.

Сәулеленумен жылу алмасу теориясының негізгі заңдарын қарастырайық.

Планк заңының кескіні 10.8 суретте көрсетілген. Келтірілген графикалық тәуелділіктер қысқа толқындау аумағында сәулелену қарқындылығы І0λ максимумге дейін жылдам жоғарылап, одан кейін толқын ұзындықтарының арту шамасы бойынша жоғары толқын ұзындықтарында нольге ұмтылып, баяу төмендейді. Абсолют қара дененің жылулық сәулеленуінің ең үлкен қарқындылығы 1...3 мкм шегіндегі толқын ұзындығында λ жатады.

10.8. сурет. Планк заңының графикалық кескін Егер 10.8 суретте келтірілген қисықтардың біреуінің астындағы ауданды есептейтін болсақ, онда бірлік уақытта толқын ұзындығының λ барлық диапазонында (0-ден ∞-ке дейін) абсолют қара дененің бірлік ауданынан сәулеленетін қосынды энергия e0 мөлшерін аламыз. Мысал ретінде 10.8 суретте Т = 1200 К үшін қисықтың астындағы аудан штрихталған. Бұл аудан сандық мәні бойынша Т = 1200 К температураға дейін қыздырылған абсолют қара дене сәулелендіретін жылу мөлшеріне тең. Көрсетілген энергияны мына формула бойынша да есептеге болады:

бұл жерде 0= 5,67 10 , Вт/(м ·К ) — Стефан-Больцман тұрақтысы деп аталатын абсолют қара дененің сәулелену тұрақтысы. Экспермент жүзінде Стефанмен орнатылған, ал одан кейінірек теория жүзінде Больцман анықтаған (10.13) тәуелділік Стефан-Больцман заңы деп аталады. Планк және Стефан-Больцман заңдары абсолют қара дене үшін алынған. Нақты денелер үшін сәулелену қарқындылығының Іλ температураға Т және толқын ұзындығына λ тәуелділігі тек тәжірибе негізінде ғана орнатылуы мүмкін. Эксперименталды мәліметтер көптеген қатты денелер үшін Іλ = f(λ) қисықтары абсолют қара дененің сәйкес қисықтарына ұқсайтындығын көрсетеді. Мұндай денелерді сұр дене деп атау қабылданған. Олар үшін бірдей температурада Іλ/10λ қатынасы тұрақты болып қалады:

коэффициенті дененің қаралық дәрежесін анықтайды, оның мәні абсолют ақ дене үшін 0-ден абсолют қара дене үшін 1-ге дейін өзгереді. Тәжірибеден көретініміздей, көптеген техникалық материалдар сұр денелер болып табылады. Стефан-Больцман заңына коэффициентін енгізетін болсақ, оны сұр денелерге де қолдануға болады:

бұл жерде С — сұр дененің сәулелену коэффициенті (0-ден ζ0-ге дейін өзгереді). Дененің сәулелендіру және жұту қабілеттерінің арасындағы байланысты орнату үшін параллеь шексіз үлкен жазық беттері бар екі денелердің арасындағы жылу алмасуды қарастырайық (10.9 сурет). Бұл жағдайда олардың барлық сәулеленулері міндетті түрде басқасына түседі. 1 бет – жұту қабілеті А болатын сұр, ал 2 бет – абсолют қара, ал оларды бөлетін орта абсолют мөлдір деп алайық. Абсолют қара дене е0 мөлшерде энергия жұтады. Бұл энергияның мөлшері Ае0 сұр денемен жұтылады, ал қалған бөлігі (1 – А)е0 шағылады

10.9 сурет. Беттері параллель шексіз үлкен жазық екі денелердің арасында сәулеленумен жылу алмасу схемасы және одан кейін абсолют қара денемен толықтай жұтылады. Сонымен бірге сұр дене абсолют қара денемен жұтылатын есәул мөлшерде өзінің сәулелену энергиясын жібереді. Энергиямен алмасу нәтижесінде денелердің температуралары теңескен кезде әр дене ол өзі алатын мөлшерде энергия беруі керек. Осы шарттарда қара дене үшін:

жазуға болады, осыдан:

Соңғы формуладан сұр дененің сәулелендіру қабілетінің есәул тура осындай температура кезінде оның жұтылу қабілетіне А қатынасы барлық денелер үшін бірдей және абсолют қара дененің сәулелендіру қабілетіне е0 тең екендігі шығады. Бұл жағдай Кирхгоф заңы деп аталады. е0 (10.13) формула бойынша, ал есǝул (10.14) формула бойынша алмастыра отырып, мынаны аламыз:

Сұр дененің қаралық дәрежесі ε бірден кіші болатындықтан, онда сұр дененің сәулелендіру қабілеті абсолют қара дененің сәулелендіру қабілетінен төмен. Сәйкесінше, осы температура кезінде абсолют қара денемен сәулеленетін энергия сұр дененің сәулелену энергиясынан әрқашан үлкен болады.

Заманауи техникада негізінен екі типті гидрожүйелер қолданылады: сұйықтықты беретін гидрожүйелер; гидравликалық жетектер. Тұтынушыларға сұйықтық беруді қамтамасыз ететін гидрожүйелер үшін сұйықтық энергиясын механикалық жұмысқа түрлендіретін құрылғының болмауы тән. Мұндай гидрожүйелерге: ғимаратты сумен жабдықтау және сулы жылумен жабдықтау, әр түрлі машиналарды сұйықтықпен суыту және майлау жүйелері, сонымен бірге металл кесетін станоктардың майлау-суыту сұйықтықтарын (МСС) беретін жүйелер және т.б. жатқызылады. Мұндай гидрожүйелер сұйықтық қозғалысы сорғы жұмысының есебінен жүзеге асырылатын тұйықталмаған гидрожүйелер класына жатқызылады. Осы гидрожүйелердің аналитикалық есептеу әдістері (7.13) теңдеуге негізделеді, ал есепті графаналитикалық әдіспен шешкен кезде сорғы сипаттамасының құбыр желісінің қажетті арынының қосынды сипаттамасымен қиылысу нүктесі ретінде жұмыс нүктесін іздеу керек (7.4 бөлімді қараңыз). Гидравликалық жетек деп сұйықтық қозғалысы арқылы механикалық энергияны беру және түрлендіру үшін арналған құрылғылардың жиынтығын айтамыз. Гидравликалық жетектер тұйықталған гидрожүйелер класына жатқызылады. Кейбір әдебиет көздерінде гидроберіліс термині де қолданылады. Гидроберіліс деп көп жағдайда гидрожетектің сорғыдан, гидроқозғалтқыштан және жұмыс сұйықтықтары бар байланыстырушы құбыр желілерінен тұратын бөлігін айтады.

Гидрожүйелердің негізгі элементтері гидромашиналар болып табылады. Гидромашина – бұл сұйық өрт ағынын жасайтын немесе пайдаланатын құрылғы. Бұл құрылғының көмегімен берілетін механикалық энергия сұйықтық ағынының энергиясына түрлендірілуі немесе пайдалы жұмыс атқару үшін жұмыс сұйықтығы ағынының энергиясын пайдалану жүреді. Гидромашиналарға сорғылар мен гидроқозғалтқыштарды жатқызады. Сорғы деп жетектің механикалық энергиясын жұмыс сұйықтығы ағынының энергиясына түрлендіретін гидромашинаны айтады. Жетегі айналмалы қозғалыстың механикалық энергия көзінен жүзеге асырылатын сорғы жұмысын сипаттайтын негізгі параметрлер: сорғы арыны Нн, м — сорғыдағы сұйықтықтың толық меншікті механикалық энергиясының өсімі; сорғы берілісі Qн, м3/с — бірлік уақытта сорғы арынды құбыр желісіне беретін сұйықтық көлемі;

сорғы білігінің айналу жиілігі п, айн/с, немесе c-1; бұрыштық жылдамдық ω, рад/с (бұрыштық жылдамдық пен сорғы білігінің айналу жиілігі бір-бірімен ω = 2πn қатынасымен байланысты); сорғы тұтынатын қуат N, Вт — сорғы білігіне берілетін қуат; сорғының пайдалы қуаты Na, Вт — сорғы сұйықтық ағынына беретін қуат; сорғының пайдалы әрекет коэффициенті (Пө) ηн — сорғының пайдалу қуатының тұтынылатын қуатқа қатынасы. Жоғарыда көрсетілген параметрлердің кейбіреулерін толығырақ қарастыру керек. Сорғының маңызды параметрлерінің бірі оның арыны болып табылады. Ол сорғы шығысы мен кірісіндегі сұйықтықтың толық арындарының айырмашылығына тең, яғни нивелирлік биіктіктерге z, қысымға р, сұйықтықтың ағыс жылдамдығына v, сонымен бірге Кориолис коэффициентіне α және сұйықтық тығыздығына ρ тәуелді болады. Алгебралық түрлендірулерден кейін бұл айырмашылық мына формулаға келтіріледі:

бұл жерде 1 индекстері сорғы кіріс параметрлеріне, ал 2 индекстері сорғы шығысындағы параметрлерге сәйкес келеді. Сорғының қолданыстағы конструкциялары үшін кіріс және шығыс өткел қималарының ауырлық центрлері орналасқан биіктіктердің айырымы (z2 - z1) өте кішкентай және есептеулерде оны ескермейді. Жылдамдық арындарының айрымашылығын [(11.1) формуладағы үшінші қосылғыш] тек төмен арынды сорғыларда олардың кіріс және шығыс саңылауларының ауданы өлшемі бойынша ерекшеленетін жағдайда ғана есепке алуға болады. Сорғылардың басым көпшілігі үшін сорғы арынының мәнін анықтайтын негізгі шама пьезометрлік биіктіктердің айырмашылығы болып табылады [(11.1) формуладағы екінші қосылғыш]. Сорғы шығысы мен кірісіндегі қысымдардың айырмашылығын көбінесе сорғы тудыратын қысым немесе жай ғана сорғы қысымы рн=p2 – р 1 деп атайды. Осылайша, жоғарыда айтылғанды ескере отырып, көптеген сорғылар үшін:

деп есептеуге болады.

Сонымен бірге сорғының пайдалы әрекет коэффициенті сияқты маңызды параметрін қарастыру керек. Сорғының Пө немесе толық Пө пайдалы және тұтынылатын қуат қатынастарымен анықталады. Сорғының тұтынылатын қуаты N , яғни оның білігіндегі қуаты мына формула бойынша анықталады:

бұл жерде Мн — сорғы білігіндегі момент; ω — сорғы білігіндегі бұрыштық жылдамдық. Пайдалы қуат Nп, яғни сорғымен сұйықтық ағынына берілетін қуат мына формула бойынша анықталады:

Сонда сорғының толық ПӘК

Гидромашина жұмысының сипаттамасы үшін толық ПӘК басқа әр түрлі энергия жоғалуын ескеретін жеке ПӘК де пайдаланады. Энергия жоғалуының негізгі үш түрін ажыратады: 1. Гидравликалық жоғалулар – бұл гидромашина ішіндегі каналдарда сұйықтық қозғалысына арынның жоғалуы. Олар гидравликалық П ηг бағаланады. Сорғыға қолданылатын гидравликалық ПӘК:

бұл жерде Нт — сорғының теориялық арыны;НН— сорғы ішіндегі сұйықтық қозғалысына арынның қосынды жоғалуы. 2. Көлемдік жоғалулар – бұл гидромашина ішінде жоғары қысым аумағынан төмен қысым аумағына саңылау арқылы сұйықтықтың ағып кетуі мен айналымының жоғалуы. Олар көлемдік Пө ηо бағаланады. Сорғыға қатысты көлемдік ПӘК келесідей есептеуге болады:

бұл жерде От — сорғының теориялық берілісі; qys — айдау аймағынан сору аймағына сұйықтықтың қосынды ағындысы. 3. Механикалық жоғалулар – бұл механикалық Пө ηм бағаланатын гидромашинаның мойынтіректеріндегі және нығыздауыштарындағы механикалық жоғалулар. Сорғыға қолданылатын механикалық Пө мына формула бойынша анықтауға болады:

бұл жерде — сорғының мойынтіректері мен нығыздауыштарындла туындайтын үйкеліс күшін жоюға жұмсалатын қуат; N — гидравликалық қуат — көлемдік және гидравликалық жоғалу болмаған жағдайда, сорғы жасай алатын қуат.

Сорғының толық Пө ηн үш жеке Пө көбейтіндісіне тең екендігін ескеру керек:

Гидроқозғалтқыш — бұл сұйықтық ағынының энергиясын механикалық жұмысқа түрлендіретін гидромашина. Басқа сөзбен айтқанда, гидроқозғалтқыш қандай да бір пайдалы жұмыс орындау үшін сұйықтық ағынының энергиясын пайдаланады. Гидроқозғалтқыштың шығыс буыны деп оның тікелей пайдалы жұмыс жасайтын элементін айтады. Көпшілік жағдайда бұл айналмалы білік немесе қайтымды-ілгерілемелі қозғалатын сояуыш. Гидроқозғалтқыштың жұмысын сипаттайтын негізгі параметрлер: гидроқозғалтқыш тұтынатын арын, Нгд, м — гидроқозғалтқыш жұмыс сұйықтығының ағынынан алатын толық меншікті эенргия; гидроқозғалтқыш тұтынатын шығын, Огд, м3/с — гидроқозғалтқыш құбыр желісінен бірлік уақытта тұтынатын сұйықтық көлемі;

гидроқозғалтқыш сояуышындағы жүктеме (күш) F, Н (шығыс буыны ілгерілемелі-қайтымды қозғалатын гидроқозғалтқыштар үшін); гидроқозғалтқыштың тұтынатын қуаты N, Вт — гидроқозғалтқыш арқылы өтетін сұйықтықтан оның алатын қуаты; гидроқозғалтқыштың пайдалы қуаты Nn, Вт – гидроқозғалтқыштың шығыс түйінінде алынатын қуат; гидроқозғалтқыштың пайдалы әрекет коэффициенті (Пө) ηгд – гидроқозғалтқыштың пайдалы қуатының тұтынатын қуатына қатынасы.

Көрсетілген параметрлердің кейбіреулерін толығырақ қарастыру керек. Маңызды параметрлердің бірі гидроқозғалтқыш тұтынатын арын Нгд болып табылады. Ол гидроқозғалтқыш кірісіндегі толық арынның және оның шығысындағы толық арындардың айырымына тең. Сорғы арыны сияқты [(11.1) формуланы қараңыз] гидроқозғалтқыш тұтынатын арын мына формула бойынша есептелінеді:

бұл жерде 1 индексі кірістегі ағын параметрлеріне, ал 2 индексі гидроқозғалтқыш шығысындағы параметрлерге сәйкес келеді. Гидроқозғалтқыштардың басым көпшілігі үшін гидроқозғалтқыш тұтынатын арынның мәнін анықтайтын негізгі шама пьезометрлік биіктіктердің айырмашылығы болып табылады [(11.10) формуладағы екінші қосылғыш]. Гидроқозғалтқыш шығысы мен кірісіндегі қысымдардың айырмашылығын көбінесе гидроқозғалтқыш тұтынатын қысым немесе гидроқозғалтқыштағы қысым өзгерісі Δргд деп атайды. Сонда жоғарыда айтылғанды ескере отырып мынаны қабылдауға болады:

Кейде гидроқозғалтқышы бар құбыр желісін гидравликалық есептеген кезде гидроқозғалтқыштағы қысым өзгерісі Δргд гидроқозғалтқыштағы қысым жоғалуы деп те аталады. Гидроқозғалтқыш үшін тұтынылатын қуат оған сұйықтық ағынымен берілетін қуат болатындығын ескеру керек:

Шығыс түйін айналмалы қозғалған кезде гидроқозғалтқыштың пайдалы қуаты (шығыс түйіндегі қуат) келесі формула бойынша:

бұл жерде Мгд — гидроқозғалтқыш білігіндегі момент, ал шығыс түйіні ілгерілемелі-қайтымды қозғалған кезде келесі формула бойынша есептелінеді:

бұл жерде F — шығыс түйіннің қозғалысына кедергі күші; — шығыс түйінінің қозғалыс жылдамдығы. Сонымен бірге гидроқозғалтқыш (11.9) тәуелділікпен өзара байланысатын толық ηгд және жеке Пө сипатталатындығын айта кету керек. Жоғарыда аталған, бір сөзбен айтқанда гидромашина мүмкіндіктері туралы мәлімет алуға мүмкіндік беретін негізгі параметрлердің бірі оның сыртқы сипаттамасы болып табылады. Мысалы сорғы сипаттамасы деп (көп жағдайда) оның негізгі техникалық көрсеткіштерінің (арын, қысым, қуат, Пө және т.с.с.) сорғы білігінің айналу жиілігі тұрақты болған кезде беріліске, жұмыс сұйықтығының тұтқырлығы мен тығыздығына графикалық тәуелділігі түсіндіріледі. Барлық гидромашиналар жұмыс істеу принциптері бойынша екі негізгі типке бөлінеді: динамикалық және көлемдік. Динамикалық гидромашина — бұл жұмыс органының сұйықтықпен өзара әрекеттесуі гидромашинаның кірісі мен шығысымен тұрақты берілетін тура ағынды қуыста жүретін гидромашина. Көлемдік гидромашина — бұл жұмыс органы мен сұйықтықтың өзара әрекеттесуі гидромашинаның кезекпен кірісімен және шығысымен берілетін герметикалы жұмыс камерасында жүретін гидромашина. Динамикалық гидромашинаны сонымен бірге «тура ағынды» деп атауға болады, себебі оның ішкі тура ағынды қуысы әрқашан кіріспен және шығыспен жалғасады, ал көлемдікті – «герметикалы» деп атауға болады, себебі осы уақыт сәтінде гидромашинаның тек қана кірісімен немесе тек шығысымен жалғасатын герметикалық жұмыс камерасы болады. Бұл көлемдік гидромашинада кіріс аумағы әрқашан шығыс аумағынан ажыратылғандығын білдіреді. Динамикалық гидромашинаның жұмыс процесі үшін оның жұмыс органдары мен жұмыс сұйықтығының қозғалысының жоғары жылдамдықтары тән, ал көлемдік гидромашинаның жұмыс процесі жұмыс сұйқытығы мен гидромашинаның ығыстырып шығарушысының өзара күштік әрекеттесуіне негізделген. Көлемдік гидромашинаның сұйықтығы мен жұмыс органдарының жоғары жылдамдықпен қозғалуы бұл кезде міндетті емес, себебі жұмыс процесінде негізгі рольді қысым атқарады.

Гидрожетектер оларда қолданылатын гидромашиналардың типтеріне байланысты көлемдік гидрожетектер және гидродинамикалық берілістерге бөлінеді. Көлемдік гидроберіліс — бұл көлемді гидравликалық машиналар қолданылатын гидравликалық жетек. Көлемдік гидрожетектің жұмыс істеу мақсаты жұмыс сұйықтығының сығылмайтындығына және оның қысымды барлық бағыт бойынша Паскаль заңына сәйкес жібере алу қабілетіне негізделген. Принципиалды схемасы 11.1 суретте келтірілген қарапайым көлемдік гидрожетектің жұмысын қарастырайық. Ол вертикаль орналасқан 1 және 2 екі гидроцилиндрден тұрады. Олардың төменгі қуыстары сұйықтықпен толтырылған және құбыр желісімен жалғанған. 1 гидроцилиндрдің ауданы S1 болатын поршені сыртқы күштің F әсерінен төмен қарай қандай да бір υ1 жылдамдықпен қозғалсын. Бұл кезде сұйықтықта p = F1/S1 қысымы орнайды. Егер құбыр желісінде сұйықтық қозғалысына қысым жоғалуын ескермейтін болсақ, онда бұл қысым сұйықтықпен Паскаль заңы бойынша 2 гидроцилиндрге беріледі және ауданы S2 поршенінде сыртқы жүктемеге қарсы күшті тудырады F2 = pS2. Сұйықтық сығылмайды деп есептеп, 1 гидроцилиндр поршенімен ығыстырылып шығарылатын сұйықтықтың мөлшері (Q = υ1S1 шығын) құбыр желісі бойынша поршені υ2 = Q/S2 жылдамдықпен жоғары бағытталған (сыртқы жүктемеге F2 қарсы) 2 гидроцилиндрге келіп түседі. Егер гидрожетек элементтерінде энергия жоғалуын ескермесек, онда келесі тұждырымды жасауға болады. 1 гидроцилиндрдің поршенінің қозғалысы үшін сыртқы көзбен жұмсалатын механикалық қуат N1 = F1υ1 оған құбыр желісі боынша сұйықтыққа беріледі және 2 гидроцилиндрде бірлік уақытта сыртқы күшке F2 қарсы υ2 жылдамдықпен қпайдалы жұмыс жасайды (N2 = F2v2 қуаты жүзеге асырылады). Бұл процессті қуаттың келесі теңдеуі түрінде көрсетуге болады:

Осылайша, қарастырылған жағдайда 1 гидроцилиндр сорғы режимінде жұмыс істейді, яғни жетектің механикалық энергиясын жұмыс сұйықтығының ағын энергиясына түрлендіреді, ал 2 гидроцилиндр кері әрекет жасайды – сұйықтық ағынының энергиясын механикалық жұмысқа түрлендіреді, яғни гидроқозғалтқыш қызметін орындайды.

11.1 сурет. Қарапайым көлемдік гидрожетектіңпринципиалды схемасы: 1 — сорғы режимінде жұмыс істейтін гидроцилиндр; 2 —гидравликалық қозғалтқыш режимінде жұмыс істейтін гидроцилиндр Осы қарапайым көлемдік гидрожетектің жұмысын талдау негізінде, сонымен бірге гидрожетекті басқару және оның жұмысқа жарамдылығын қамтамасыз ету бойынша шешуге қажетті тапсырмаларды назарға ала отырып, нақты көлемдік гидрожетектің құрамында келесі элементтер немесе элементтер тобы (төменде келтірілген элементтердің гидрожетек құрамындағы саны шектелмейді) міндетті түрде болуы керек: энергия түрлендіргіштер — гидрожетектегі механикалық энергияның түрленуін қамтамасыз ететін құрылғылар: гидромашиналар, гидроаккумуляторлар және гидротүрлендіргіштер; гидроторап — гидрожетек элементтерінің гидравликалық байланысын қамтамасыз ететін құрылғылар жиынтығы: жұмыс сұйықтығы, гидрожелілер, байланыстырушы арматура және т.с.с.; жұмыс ортасының кондиционерлері—жұмыссұйықтығының берілген сапалық көрсеткіштерін (тазалығы, температура және т.с.с.) ұстап тұру үшін арналған құрылғылар: сүзгілер, жылу алмастырғыштар және т.с.с.; гидроаппараттар — ағынның берілген параметрлерін (қысым, шығын және т.б.) өзгертуге немесе ұстап тұруға арналған құрылғылар: гидродроссельдер, гидроклапандар және гидротаратқыштар. Сұйықтық энергиясының көзі бойынша көлемдік гидрожетектер үш типке бөлінеді. 1. Сорғылы гидрожетек – онда сұйықтық энергиясының көзі гидрожетектің құрамына кіретін көлемдік сорғы болып табылады. Жұмыс сұйықтығы айналымының сипаты бойынша сорғылы гидрожетектерді сұйықтық айналымы тұйықталмаған (сұйықтық гидроқозғалтқыштан гидробакқа сорылады, ол жерден сорғымен сорылып алынады) және сұйықтық айналымы тұйықталған (гидроқозғалтқыштан сұйықтық бірден сорғының соратын гидроржелісіне түседі) деп бөлу қарастырылған. 2. Аккумуляторлы гидрожетек – мұнда сұйықтық энергиясының көзі алдын ала зарядталған гидроаккумулятор болады. Мұндай гидрожетектер жұмыс айналымы қысқа уақыттық немесе айналым саны шектеулі болатын гидрожүйелерде (мысалы зымыран рулінің гидрожетегі) пайдаланылады. 3. Магистральді гидрожетек – бұл гидрожетекте жұмыс сұйықтығы гиджрожүйеге орталықтандырылған гидравликалық магистральдан берілетін орныққан арынмен (энергиямен) келіп түседі. Сонымен қатар гидрожетектер шығыс түйінінің қозғалыс түрі бойынша жіктеледі. Гидрожетектің шығыс түйіні ретінде гидроқозғалтқыштың пайдалы жұмыс атқаратын шығыс түйіні есептеледі. Осы белгісі бойынша келесі көлемдік гидрожетектерді бөледі: ілгерілемелі қозғалысты — оларда шығыс түйіні қайтымды- ілгерілемелі қозғалыс жасайды;

айналмалы қозғалысты — оларда шығыс түйіні қайтымды қозғалыс жасайды; бұрылымды қозғалысты — оларда шығыс түйіні шектеулі (360° дейін) қайтымды-бұрылысты қозғалыс жасайды. Егер гидрожетекте шығыс түйінінің қозғалыс бағытын ғана өзгерту мүмкіндігі болса, онда мұндай гидрожетек басқарылмайтын деп аталады. Егер гидрожетекте шығыс түйінінің жылдамдығын бағыт бойынша, сонымен бірге шама бойынша өзгертуге мүмкіндік болса, ол басқарылатын гидрожетек деп аталады.

Басқарылатын көлемдік гидрожетектер станоктардың, прокаттау станоктарының, престеу және құю жабдықтарының, жол, құрылыс, көлік және ауылшаруашылық машиналарының және т.с.с. жетектері ретінде кеңінен қолданылады. Олардың осылай кеңінен қолданылуы осы типті жетектердің механикалық және электрлік жетектермен салыстырғанда бірқатар артықшылықтарымен түсіндіріледі. Осы артықшылықтарының кейбіреулері келесілер. 1. Гидрожетектің меншікті қуаты, яғни элементтердің қосынды бірлік салмағына келетін қуаты жоғары. Гидравликалық жетектерде бұл параметр электрлік жетектерден 3...5 есе жоғары және бұл артықшылық берілетін қуат артқан кезде жоғарылай түседі. 2. Гидрожетектің шығыс түйінінің жылдамдығын кең аралықта сатысыз реттеу мүмкіндігі салыстырмалы түрде оңай қамтамасыз етіледі. 3. Гидрожетектің жылдам әрекет етуі жоғары. Іске қосу, реверс және тоқтату операциялары гидрожетектерді басқа жетектермен салыстырғанда айтарлықтай жылдам орындалады. Бұл гидрожетектің орындаушы органының инерция моментінің төмен болуына негізделеді (гидромотордың айналатын бөліктерінің инерция моменті электр қозғалтқыштың сәйкес моментінен 5...10 есе төмен). 4. Гидрокүшейткіштердің қуат бойынша күшейту коэффициенті жоғары, оның мәні ≈105 дейін жетеді. 5. Берілген режимде технологиялық операцияларды жүзеге асыру салыстырмалы түрде оңай, сонымен бірге келтіруші қозғалтқыш пен гидроқозғалтқыштың элементтерін артық жүктемеден қарапайым және сенімді сақтандыру мүмкіндігі бар. 6. Айналмалы қозғалысты қайтымды-ілгерілемелі қозғалысқа түрлендіру жеңіл. 7. Гидрожетек агрегаттарын орналастыру еркін жүргізіледі. Гидрожетектің көрсетілген артықшылықтарымен бірге оны жобалаған кезде немесе оны пайдалану дұрыстығының мәселесін шешкенде жетектің осы типіне тән кемшіліктері туралы да есте сақтау кажет. Бұл кемшіліктер негізінен жұмыс ортасының (сұйықтықтың) қасиеттеріне негізделген. Осы кемшіліктердің негізгілерін айтып өтейік. 1. Гидрожетектің ПӘК салыстырмалы түрде төмен және энергияны үлкен қашықтықтарға берген кезде ол көп жоғалады. 2. Гидрожетек сипаттамасының эксплуатация жағдайына (температура, қысым) тәуелділігі. Температураға жұмыс сұйықтығының тұтқырлығы тәуелді, ал төмен қысым гидрожүйеде кавитацияның пайда болуының немесе ұйықтықтан еріген газдардың бөлінуінің себебі болуы мүмкін. 3. Жұмыс сұйқытығының ластануына сезімталдығы және қызмет көрсету мәдениеті жеткілікті деңгейде жоғары болуы қажет. Жұмыс сұйықтығының абразивті бөлшектермен ластануы гидравликалық агрегаттарда прециозды бу элементтерінің тез тозуына және істен шығуына алып келеді. 4. ПӘК төмендеуі және гидрожетек сипаттамаларының оның немесе элементтерінің эксплуатациялық ресурсты жұмсауы бойынша сипаттамаларының нашарлауы. Ең алдымен прециозды булар тозады, ол ондағы саңылаулардың артуына және сұйықтықтың ағып шығуының жоғарылауына, яғни көлемдік Пө төмендеуіне алып келеді. Осылайша, гидравликалық жетектер бір жағынан жетектік басқа типтерімен салыстырғанда күмәнсіз артықшылықтарға ие, ал басқа жағынан айтарлықтай кемшіліктері бар. Осыған байланысты гидрожетектерді жобалау, дайындау және оларға қызмет көрсетумен айналысатын мамандардың алдына белгілі бір міндеттер қойылады. Гидрожетекті жобалау кезінде конструктордың міндеттері жетекпен функциялық талаптардың орындалуын қамтамасыз ететін оның схемасын оңтайландыру және гидрожетек элементтерін негізді түрде таңдау болып табылады. Гидрожетек элементтерін дайындаған кезде технологтың міндеттері дайындаудың талап етілетін жоғары сапасын қамтамасыз ету екені сөзсіз, себебі бұл гидрожетектің эксплуатациялық сипаттамаларына үлкен әсерін тигізеді. Осылайша, гидравликалық аппараттардың прециозды жұптарында саңылаулар 5 мкм және одан кіші шаманы құрайды. Мұндай дәлдікті қамтамасыз ету өте қиын. Гидрожетектің эксплуатациясы кезінде қызмет көрсетуші қызметкердің міндеттеріне ең алдымен гидрожетекті монтаждау ережелерін орындау, сүзгілердің сүзетін элементтерін жүйелі түрде ауыстыру және жұмыс сұйықтығын ауыстыру кіреді. Сонымен бірге қажет болған жағдайда толтырып құюдан тұратын оның эксплуатациясы бойынша техникалық шарттар мен талаптардың орындалуы қажет. Осы талаптардың орындалуы гидрожетектің жеке элементтерінің, сонымен бірге жалпы гидрожетектің жұмыс істеу мерзімін айтарлықтай арттыруға мүмкіндік береді.

Көлемдік сорғыларда жұмыс органының сұйықтықпен өзара іс-қимылы тұйық көлемдерде (жұмыс камераларында) жүреді, олар сору және айдау қуыстарына кезек-кезек жеткізіледі. Сорғы жұмысы кезінде мұндай камера алдымен сору қуысын сұйықтықпен толтырады, содан кейін ол сору қуысынан ажыратылады және айдау қуысына жалғанады. Жұмыс камерасы айдау қуысымен жалғанған кезде, сұйықтықты ығыстыру жүреді. Бұдан әрі ол сору қуысымен қайтадан жалғанады. Бұл процесс бірнеше мәрте қайталанады. Камераны сұйықтықпен толтыруды, содан кейін оны ығыстыруды қамтамасыз ететін жұмыс органын ығыстырушы деп атаймыз. Көлемдік сорғыда WK көлемді бір немесе бірнеше жұмыс камерасы болуы мүмкін. Жұмыс камераларының z жалпы саны сорғының Wо жұмыс көлемін анықтайды. Wо жұмыс көлемі ретінде сұйықтықтың бір жұмыс циклында сорғы бере алатын максималды саны беріледі. Көптеген көлемді сорғылар үшін жұмыс істеу циклы - оның білігінің бір айналымы болып табылады. Келесіні ескерген жөн, кейбір сорғыларда әрбір жұмыс камерасы біліктің бір айналымында екі немесе одан көп сұйықтық беруі мүмкін. Мұндай берулер саны сорғы жұмысының k жиілігі деп аталады. Осылайша, көптеген көлемдік сорғылар жұмыс көлемі үшін келесі формула бойынша анықталуы мүмкін

Wo = WK zk. (12.1) Wo жұмыс көлемі сорғының аса маңызды параметрі болып табылады. Ол көбінесе оның габариттері және пайдалану көрсеткіштерін анықтайды: сұйықтықтың берілуін, пайдалы және тұтынылатын қуатын. Атап өту қажет, іс жүзінде, сондай-ақ айнымалы жұмыс көлемі бар сорғылар да қолданылады. Мұндай сорғыларды «реттелетін», ал оның жұмыс процесінде сорғының жұмыс көлемінің өзгеруін - «сорғымен реттеу» деп атап көрсетеді. Жоғарыда атап өтілгендей, жұмыс камерасы кезек-кезек сору және айдау қуысымен жалғанады. Бұл көлемдік сорғыларға тән қасиеттермен негізделеді және оларды динамикалық сорғылардан ажыратады. Осы қасиеттердің біріншісі герметикалық болып табылады. өйткені іс жүзінде барлық көлемді сорғыларда жұмыс камерасы кез келген уақытта қуысты сорумен немесе қуысты айдаумен біріктіріледі, онда бұл қуыс әрдайым бір-бірінен оқшауланған болып келеді. Сондықтан, сорушы және қысымды құбырлар да бөлінген. Герметикалық сорғы сору қуысында айтарлықтай сиретілуді қамтамасыз етуге мүмкіндік береді. Бұл айдау алдындағы сору құбырдағы сұйықтықтың көтерілуіне әкеледі. Аталған қасиет өзіндік сору деп аталады. Көлемдік сорғылар сипаттамасының қатаңдығымен ерекшеленеді, яғни ағындық құбыр кедергісімен туындаған сорғының қысымының артуы оның берілуінің төмендеуіне әкеледі. Айта кету керек, үлкен қысымдар алу үшін бұл сорғылар жоғары жылдамдықтарды талап етпейді және динамикалық сорғыларға қарағанда, айтарлықтай үлкен тұтқырлығы бар сұйықтықты қайта сора алады. Сонымен аталған қасиеттерден басқа, көлемдік сорғыларды динамикалықтан ерекшелендіретін елеулі кемшілігін де атап өту қажет — берілудің біркелкі еместігі. Бұл сорғылар сұйықтықты жекелеген көлемдермен (порциямен) айдайды. Мұндай біліктің бір айналымындағы порция саны сорғы конструкциясына байланысты— жұмыс камераларының санына және олардың жұмыс жиілігіне, бірақ көлемдік сорғының беруі әрқашан белгілі бір дәрежеде пульстық сипатта болады. Жұмыс органының қозғалыс сипаты бойынша барлық көлемдік сорғылар екі топқа бөлінеді: ілгері-кейінді (поршеньді) және роторлы. Ілгері-кейінді сорғылардың екі ерекшелігі бар, олар оның қасиеттері мен параметрлерін анықтайды. Біріншісі сорғының корпусына қатысты жұмыс камерасының қозғалмауы болып табылады. Екінші ерекшелігі — енгізу және шығару клапандарының болуы, олар жұмыс камерасын сору және айдау қуыстарын біріктіру үшін қызмет етеді. Роторлы сорғыладың қозғалмалы жұмыс камералары бар және оларда клапандар болмайды. Осы камераларды сору және айдау қуыстарымен біріктіру оларды бір қуыстан басқа қуысқа ауыстыру және керісінше есебінен қамтамасыз етіледі.

Ілгері-кейінді сорғыларда жұмыс органының сұйықтықпен өзара әсері қозғалмайтын жұмыс камераларында жүреді, олар кезек-кезек сору және айдау қуысымен енгізу және шығару клапандарының есебінен қатынасады. Жұмыс органы ретінде (ығыстырушы) ілгері-кейінді сорғыларда поршень, плунжер немесе икемді диафрагма пайдаланылады. Сондықтан мұндай сорғылар поршеньді, плунжерлі және диафрагмалы болып бөлінеді.

Сурет 12.1. Ілгері-кейінді қозғалыс сорғылары: а — поршеньді; б — плунжерлі; в — диафрагмалы; 1 — енгізу клапаны; 2 — шығару клапаны; 3 — поршень; 4 — корпус (цилиндр); 5 — шатун; 6 — қос иін; 7 — білік; 8 — енгізу бунағы; 9 — плунжер; 10 — серіппе; 11 — жұдырықша; 12 — диафрагма; 13-шток Ілгері-кейінді сорғылар, сондай-ақ жетектің тәсілі бойынша тікелей әрекет етуші және білікті болып бөлінеді. Тікелей әрекет етуші сорғының жетегі тікелей ығыстырушыға ілгері-кейінді әсер ету есебінен жүзеге асырылады. Мұндай сорғының мысалы қол жетегі бар қарапайым сорғы болып табылады. Поршеньді сорғы жетекші біліктің айналу есебінен келтіріледі, ол жұдырықты немесе қос иінді шатунды механизмнің көмегімен ілгері-кейінді қозғалысқа айналады. Құрылғы мен білікті жетегі бар поршеньдік сорғыштың жұмыс істеу принципін қарастырайық. 12.1 а суретте қос иінді шатунды механизмі бар білікті сорғыштың құрылымдық сызбасы келтірілген. 7 жетекті білігі 6 қос иіні арқылы r радиусымен және 5 шатун 3 поршеньді Sп алаңында қозғалысқа келтіреді, ол ілгері-кейінді 4 корпуста (цилиндрде) қозғалады. Сорғының екі серпін асты клапаны бар: енгізу 1 және шығару 2. Осы сорғының жұмыс камерасы біліктен сол жаққа қарайғы кеңістігі болып табылады, 4 корпус және 3 поршенінің шеткі орналасуымен шектелген; ол суретте көлеңкеленген. 3 поршень қозғалысының оңға қарай қозғалысы кезінде сұйықтық 1 енгізу клапаны арқылы жұмыс камерасын толтырады, яғни сіңуі қамтамасыз етіледі. Солға қозғалыс кезінде 3 поршень сұйықтықты қысымды құбырға 2 клапан арқылы айдайды. Қарастырылып отырған сорғының бір жұмыс камерасы бар (z = 1), және білігінің бір айналымында 3 поршень бір жұмыс жүрісін жасайды, яғни бұл бір реттік әрекеттегі сорғы (к = 1). 12.1, а суреттегі талдау көрсеткендей, 3 поршеннің І жұмыс әрекеті 6 қос иіннің екі радиусына тең. Соған сәйкес (12.1), сорғының жұмыс көлемі камераның жұмыс көлеміне тең және келесі формула бойынша шығарылуы мүмкін

Wo = WK = Sn2r.

Ығыстырушы ретіндегі поршеньды сорғылар ең көп тараған ілгері- кейінді сорғылар болып табылады. Олар елеулі қысым құра алады (30...40 МПа). Алайда айтарлықтай аз қысымға (1.5 МПа) есептелген сорғылар да шығарылады. Осы сорғылардың жылдамдық параметрлері (жұмыс циклдарының уақыт бірлігіндегі саны) көбінесе клапандарының конструкциясымен анықталатынын білеміз, өйткені олар ең инерциялық элементтер болып табылады. Серіппелі асты клапандары бар сорғылар минутына 100.300 жұмыс циклына дейін жібереді. Арнайы конструкциялы клапанды сорғылар минутына 300.500 циклға дейін алуға мүмкіндік береді. Поршеньді сорғыларда 11.2 бөлімшеде көрсетілгендей, шығындарының барлық үш түрі бар, яғни көлемдік, гидравликалық және механикалық шығындар. Көптеген поршеньді сорғылардың көлемдік Пө-і ƞ0 0,85.0,98. құрайды. Клапандардағы қысым шығындарымен анықталатын гидравликалық Пө ƞг 0,8.0,9, шегінде тұр, ал механикалық Пө-і ƞм — 0,94.0,96. Толық Пө-і ƞн [(11.9) формуланы қараңыз] поршеньді сорғылардың көпшілігі үшін 0,75.0,92. Ығыстырғыш ретінде плунжерлі сорғылар едәуір сирек қолданылады. Осы сорғыларда корпус және ығыстырғыш арасында байланыс беті айтарлықтай көп, ол жұмыс камерасын едәуір жақсы нығыздауға мүмкіндік береді. Плунжерлі сорғылар әдетте жоғары дәлдікпен жасалады, сондықтан олар өте қымбат, бірақ өте үлкен қысым алуға мүмкіндік береді - 150.200 МПа дейін. Плунжерлі сорғылардың негізгі пайдалану аймағы дизельдердің жылу беру жүйесі болып табылады. 12.1, б суретте жұдырықты жетегі осындай сорғыштың құрылымдық сызбасы келтірілген.

Сур. 12.2. Бір поршеньді (а) және үш поршеньді (б) сорғылардың беру кестесі және гидроаккумуляторлы поршеньді сорғының сызбасы (в)

Икемді диафрагма Сұйықтық Сорғы Газ Гидроаккумулятор Жетекші вал 11 жұдырықшаны айналымға келтіреді, ол 4 корпуста (цилиндрде) ілгері-кейінді әрекет етуші 9 плунжерге әсер етеді, әрі плунжердің солға қозғалысын 11 жұдырықша қамтамасыз етеді, ал кері жүріс — 10 серіппемен. Бұл сорғыда тек бір клапан бар — шығару 2. Енгізу клапандарының болмауы дизельде пайдаланатын сорғылардың ерекшелігі деп айта аламыз. Олардың отын жүйесінде, әдетте қосалқы сорғылар болады және плунжерлі сорғының жұмыс камерасын толтыру 8 бунағы арқылы қосалқы сорғымен қамтамасыз етіледі. Диафрагмалы сорғылар жоғарыда қарастырылған сорғыларға қарағанда, едәуір қарапайым дайындалғандықтан, арзан болып табылады. 12.1, суретте тікелей әрекет ететін диафрагмалы сорғы сызбасы көрсетілген. Сорғы 4 корпусында 12 икемді диафрагма бекітілген, сондай-ақ 13 штокқа қыстырылған. Сорғының екі серіппе асты клапаны бар: енгізу 1 және шығару 2. Сорғының жұмыс камерасы корпустың 4 ішінде орналасқан көлемі болып табылады, ол 12 диафрагманың сол жағында орналасқан. Диафрагмалы сорғының жұмыс процесінің поршеньдік сорғының жұмыс процесінен айырмашылығы жоқ. Диафрагмалы сорғылар жоғары қысым құра алмайды, өйткені ол диафрагма беріктігімен шектеледі. Оның ең жоғары мәні көп жағдайларда 0,1... 0,3 МПа-ден аспайды. Диафрагмалы сорғылар карбюраторлы қозғалтқыштар отын жүйелерінде қолданыс тапты. Кез-келген конструкциялы ығыстырғышы бар ілгері-кейінді сорғылардың өте елеулі кемшілігі олардың t уақытында Q беруінің әркелкілігі болып табылады. Бұл сору және айдаудың кезекпен ауысуынан туындаған. 12.2, а, суретінде келтірілген Q беру кестесі осы әркелкілікті айқын көрсетеді. Оны төмендету үшін екі тәсіл пайдаланылады. Осы тәсілдердің біріншісі көп камералы сорғыларды қолдану болып табылады. Бұл жағдайда айдауды бірнеше ығыстырғыштар кезек бойынша немесе бір мезгілде жүзеге асырады. 12.2, б суретте үш поршеньді сорғының беру кестесі берілген, онда майда сызықтармен жеке жұмыс камераларының беруі көрсетілген, ал жуан — сорғының жиынтық беруі. Көп камералы сорғылар конструкциясы әр түрлі болып табылады, бірақ көп жағдайда бұл сорғылар бірнеше жұмыс камералары бар бір корпуста болып келеді. Берудің біркелкі еместігін азайту мақсатында, жұмыс камераларын ұлғайтқан кезде тақ камералары бар сорғыларға артықшылық беру керек. Сұйықтықты біркелкі емес беруді төмендетудің екінші тәсілі - шығуда сорғылардың гидравликалық аккумуляторларын орнату болып табылады. 12.2 суретте гидравликалық аккумуляторлы сорғы сызбасы көрсетілген, ол екі қуысқа икемді диафрагмамен бөлінген тұйықталған сыйымдылық болып келеді. Айдау барысында сорғы беретін сұйықтықтың бір бөлігі гидроаккумулятордың төменгі қуысын толтырады, ал газ (ауа) жоғарғы қуысында сығылады. Сору барысында құбырдағы қысым төмендейді және гидроаккумулятордағы сұйықтық сығылған газбен шығарылады. t уақытындағы Q беру кестесі 12.2, а. суретінде берілген. Айта кету керек, гидроаккумулятор терминінің орнына әдебиетте сондай-ақ әуе қалпағы термині де пайдаланылады.

Роторлы сорғыларда жұмыс органының сұйықтықпен өзара әрекеті жылжымалы жұмыс камераларында жүреді, олар кезек-кезек сору және айдау қуыстарымен қосылады. Бұл сорғылардың конструкцияларынан клапандарды алып тастауға мүмкіндік береді. Клапандардың жоқтығы роторлы сорғыларда айтарлықтай үлкен жүрдектіктің болуына мүмкіндік береді, яғни уақыт бірлігін жұмыс циклдары санына қарап білеміз. Сонымен қатар, бұл роторлы сорғыларға поршеньді сорғыларға қарағандағы екінші айырмашылығын қамтамасыз етеді — қайтымдылығы, яғни іс жүзінде кез келген роторлық сорғы гидроқозғалтқыштар ретінде пайдаланылуы мүмкін. Роторлы сорғылардың маңызды конструктивті ерекшелігі көп камералық болып табылады. Бұл ілгері-кейінді сорғылармен салыстырғанда оларға үлкен тегістікті қамтамасыз етеді. Алайда оларды беру мүлдем біркелкі емес және оның пульсациясы әрқашан орын алады. Бұл пульсация жұмыс камераларының тақ санды сорғылары үшін әрқашан аз екенін айтуымыз керек. Роторлы сорғылар елеулі кемшілікке ие және бұл олардың конструктивтік ерекшеліктерінен туындамайды. Себебі, роторлық сорғы қайта айдайтын сұйықтық, оның беттерін бір мезгілде майлауды қамтамасыз етуі мақсат етілген. Сондықтан, ол сорғы материалына қатысты таза және агрессивті емес, сондай-ақ майлау қабілеттері болуы тиіс. Роторлы сорғыларда клапандардың жоқтығы гидравликалық шығындардың едәуір төмендеуіне әкеп соғып, ол оларды елемеуге және гидравликалық Пө-і бірлікке (ƞг = 1) тең қабылдауға мүмкіндік береді. Осылайша, (11.9) сәйкес роторлы сорғының толық Пө-і ƞо көлемдік по мен механикалық Пө ƞм көбейтіндісіне тең (ƞн = ƞо ƞм).

Сурет 12.3. Роторлы сорғылардың жіктелуі Роторлы сорғылардың өте алуан конструкциялары бар. Осы сорғылардың жіктелуін ГОСТ 17398-72 анықтайды, ол түрлі конструктивті орындауларды қамтиды. Осы оқулықта роторлы сорғылардың жіктеуінің оңайлатылған нұсқасы келтіріледі, оған машина жасауда жиі пайдаланылатын сорғылар енгізілген (сур. 12.3). Сызбаны талдау (12.3 суретті қараңыз) көрсеткендей, барлық роторлы сорғылар екі үлкен топқа бөлінеді. Бірінші топқа тек айналмалы қозғалыста пайдаланатын сорғылар кіреді. Екінші топқа айналмалы және ілгері-кейінді қозғалысты сорғылар енгізілген. Роторлы-айналмалы сорғылардан ең көп таралғаны тістегерішті сорғылар, олар іс жүзінде машина жасаудың барлық салаларында кең сұранысқа ие. Роторлы-ілгерілемелерден қатпарлы және роторлы-поршеньды сорғылар кеңінен қолданылады.

Тістегерішті сорғылар — бұл тістегеріш түріндегі жұмыс органдары бар тісті сорғы, ол жұмыс камераларының саңылаусыз тұйықталуын және жетекші біліктен жетектегіге айналу моментін беруді қамтамасыз етеді. Тістегерішті сорғылар сыртқы және ішкі ілінумен болуы мүмкін. Ең қарапайым конструкциялы және ең көп тараған сыртқы ілінумен тістегерішті сорғы болып табылады (сур. 12.4). Ол 4 корпустан және 1 және 3 екі эвольвентті тісті доңғалақтардан (тістегершік) тұрады, олар ілінісуде орналасқан. Ұсынылған конструкцияда 1 тістегіріш жетекші болып табылады, ал жетектегі— 3. Сору қуысындағы сұйықтық тістер арасындағы қатпарды толтырады (оның ішінде көлеңкелі қуысты 2). Содан кейін сұйықтығы бар қатпар сору қуысынан айдау қуысына доға шеңберімен жылжиды (нүктелі-үзілмелі сызықпен көрсетілген). Айдау қуысында әрбір тіс тиісті ойпатқа кіреді және одан сұйықтық ығыстырады (атап айтқанда, 6 тіс кіреді 5 көлеңкелі ойпатқа). Осылайша сұйықтық ойпаттан айдау қуысына ығыстырылады. Ойпат тістен едәуір үлкен екендігін ескеру керек, сондықтан сұйықтықтың бір бөлігі сору қуысына қайтып оралады. Демек, тістегерішті сорғының жұмыс камерасы тістерарасындағыойпатболыптабылады, сұйықтықты ығыстыру кезінде оның көлемін алады.

1 — жетекші тістегеріш; 2, 5 — қатпарлары (жұмыс камералары); 3 — жетектегі тістегіршік; 4 — корпус; 6 — тіс Сорғының W0 жұмыс көлемін болжамды анықтау үшін тістер және ойпаттар көлемін тең етіп қабылдайды. Сол кезде сорғының жұмыс көлемі бір тістегеріштің барлық тістері және ойпаттары жиынтық көлеміне тең деп айтуға болады және келесі формула бойынша анықталуы мүмкін:

Wo = ПDbh,(12.2) онда D — тістегеріштің бастапқы шеңберінің диаметрі; b — тістегеріштің ені; h — тістердің биіктігі (ойпат тереңдігі). Сорғының жұмыс көлеміне ілініс параметрлерін әсерін талдау үшін оны ілініс модулімен байланыстырған орынды болып келеді. өйткені тістің биіктігі екі модульге (h = 2m) тең, ал тістегершіктердің бастапқы шеңбер диаметрі — модуль және тістер санының (D = mz ) көбейтіндісіне, (12.2) формуласына айналады.

Wo = 2nbzm2.

Формула келесі қорытынды жасауға мүмкіндік береді, яғни W0 жұмыс көлемі z тістер санына және m модулі квадраты бірінші дәрежеде артады. Осылайша, сорғының беруін ұлғайту үшін m ілініс модулін z тістер санын төмендету есебінен ұлғайту орынды. Тәжірибеде әдетте тістерінің саны z = 8...18 тең сорғылар қолданады. Тістегіршікті сыртқы іліністі сорғылар машина жасауда кеңінен таралған, өйткені оларды дайындау оңай және пайдалану сенімді болып табылады. Бұл сорғылар жоғары қысымды (15... 20 МПа дейін) және одан да төмен (1.10 МПа) су жүйелерін үшін шығарылады. Алғашқысы тракторлар, жол-құрылыс және ауыл шаруашылығы машиналарының су жүйелерінде қолданыс тапса, ал екіншілері поршеньді қозғалтқыштар гидро жетектері мен гидро жүйелерде пайдаланылады. Көптеген тістегіршікті сыртқы ілінісі бар сорғылар 1000.2500 мин айналу жиілігінде орналасқан. Осы сорғылардың толық Пө-і әдетте 0,75. 0,85 құрайды, ал көлемді Пө — 0,85.0,95. Тістегіршікті сыртқы іліністі сорғылардан басқа, сондай ақ тістегіршікті ішкі іліністі сорғылар да болады, онда кіші мөлшердегі тістегіршік едәуір ірі тісті дөңгелек ішінде орналасқан. Мұндай сорғылар шағын, бірақ сыртқы іліністі сорғылармен салыстырғанда олар неғұрлым кең қолдану да тапқан жоқ.

Тілімшекті сорғылар — бұл жазық тіліншек түріндегі жұмыс органдары (ығыстырғыштарымен) бар роторлы-үдемелі сорғы. Тілімшекті сорғылар бір рет, екі немесе бірнеше рет әрекет ететін болуы мүмкін. 12.5, а суретте бір іс-әрекетті тіліншекті сорғының конструктивті сызбасы көрсетілген. Айналмалы ротордің 4 жіктерінде, оның осі 6 жылжымайтын статор осіне қатысты ығысқан, бірнеше 8 серіппелі 5 пластина орнатылған. Ротормен бірге айнала отырып, осы тіліншектер бір мезгілде ілгерілі-кейінді ротордың 7 саңылауында қозғалыс жасайды пазах. Жұмыс камералары 1 және 3 көлемі болып табылады, олар көршілес тіліншектермен шектелген, сондай-ақ 4 ротор және 6 статор беттерімен. Ротор айналған кезде сору қуысымен біріктірілген 1 жұмыс камерасы көлемі жағынан ұлғаяды және оны толтыру жүргізіледі. Содан кейін ол айдау аймағына көшіріледі. Одан әрі өткізу кезінде оның көлемі азаяды және жүреді сұйықтығын ығыстыру (3 жұмыс камерасынан) жүреді.

Сур. 12.5. Бір реттік (а) және екі (б) іс-әрекетті тіліншекті сорғылар: 1, 3 — жұмыс камералараы; 2 — байланыс нүктесі; 4 — ротор; 5 — тілімшек; 6 — статор (корпус); 7 — саңылау; 8 — серіппе; 9 — сору облысы; 10 — айдау облысы Тілімшекті сорғының Wa жұмыс көлемін есептеу үшін, формула (12.1) пайдаланылуы мүмкін, бұл ретте жұмыс камерасының Wк көлемін оның шеткі сол жақ қалпында анықтау керек, яғни ол сору және айдау қуыстарынан оқшауланған кезде пайдаланылады. Бұл жағдайда

Wк = hlb (12.3) онда h — жұмыс камерасының биіктігі (h = 2e); l — екі тіліншекпен шектелген шеңбер бөлігінің орташа ұзындығы; b — тіліншек ені. l ұзындығы 5 тіліншек қалыңдығы мен тіліншектердің z, яғни l = (nD - - 5z)/z санын ескере отырып, D ротордың диаметрі бойынша шамамен анықталуы мүмкін. Сонда (12.1) және (12.3) формулаларын ескере отырып, тіліншекті сорғы жұмыс көлемін анықтау үшін жақындатылған тәуелділігін аламыз:

Wo = 2e(nD -bz )bk. (12.4) Соңғы формуланың талдауы көрсеткендей, оның габаритін, яғни D және b мөлшерін сақтау кезінде Wa тіліншекті сорғы жұмыс көлемін ұлғайту үшін, е эксцентриситетті ұлғайту қажет. Сонымен қатар, тілімшекті сорғының жұмыс көлемі оның жұмысының к еселігі есебінен ұлғайтылуы мүмкін, ол тәжірибеде кеңінен қолданылады. 12.5, б – суретте екі мәрте әрекетті тілімшекті сорғының конструктивтік сызбасы берілген. Мұндай сорғының ішкі бетінің бар арнайы профилі бар, ол әр тілімшекке білігінің бір айналымында сұйықтықты екі рет беруге мүмкіндік береді. Екі мәрте әрекетті тілімшекті сорғының екі сіңу облысы 9 бар, олар бір құбырмен біріктірілген және екі айдау 10 облысы бар, сондай-ақ жалпы құбырмен біріккен. Тәжірибеде үлкен жиілікпен сорғылар да қолданылады, бірақ олардың конструкциялары қиын, сондықтан мұндай сорғыларды пайдалану шектелген. Тілімшекті сорғылар үшін тілімшелектері мен корпусының түйісу орнындағы саңылаусыздығын қамтамасыз ету маңызды болып табылады (12.5, а суреттегі 2 нүкте). Жоғары жылдамдықты сорғыларда бұл ортадан тепкіш күш есебінен алынуы мүмкін. 12.5, а суретте көрсетілген конструкцияда көрсетілген саңылаусыздығын 8 серіппе қамтамасыз етеді. Кейбір сорғыларда бұл 7 жікте құрылатын қысым есебінен қол жеткізіледі.

Сурет 12.6. Тілімшекті сорғының тура (а), нөлдік (б), кері (в) беруін реттеу сызбасы. 12.1 бөлімшеде айтылғандай, сорғылар реттелетін болуы мүмкін, яғни айнымалы жұмыс көлемі болады. Бір реттік әрекетті тілімшекті сорғылар конструкциясы жұмыс барысында оның жұмыс көлемін өзгертуге мүмкіндік береді. Бұл үшін жеткілікті ротордың білігін корпусына қатысты жылжымалы етіп жасау жеткілікті. Сонда ротор 4 солға жылжыған кезде е көлемін ғана емес, сорғының берілуін де азайтып ғана қоймай, біліктің айналу бағытын өзгертпей-ақ, д сұйықтық ағынының (е < 0) бағытын өзгертуге болады. 12.6 суретте оны көрсету үшін реттелетін тілімшекті сорғының үш сипатты орналасуы көрсетілді. Айта кету керек, екі реттік және бірнеше реттік әрекетті тілімшекті сорғылар реттелетін болуы мүмкін емес. Тілімшекті сорғылар ықшам, өндірісте қарапайым және пайдалануда сенімді. Сондықтан олар техникада қолданыс тапты, бірінші кезекте станок құрылысында. Олардағы ең жоғары қысым 7...14 МПа құрайды. Тілімшекті сорғылардың айналу жиілігі, әдетте 1000.1500 айн/мин. Көпшілігі үшін толық Пө 0,60.0,85 құрайды, ал көлемді Пө — 0,70.0,92. Сондай-ақ реттелетін тілімшекті сорғылар да шығарылады.

Роторлы-поршеньді сорғылар — бұл поршень немесе плунжер түріндегі ығыстырғышы бар роторлық сорғы. Роторлы-поршенді сорғылар аксиальді- поршеньді болып бөлінеді, олардағы поршеннің ілгерілі-кейінді қозғалысы сорғының айналу осіне параллель және радиалды-поршеньді, олардағы поршеннің ілгерілі-кейінді қозғалысы радиалды бағытта жүреді

12.7, а суретте ығыстырғыш ретіндегі көлбеу дискі және плунжерлері бар аксиальді-поршеньді сорғының құрылымдық сызбасы ұсынылған. Плунжерлері 5 бар блок 4 сорғының негізгі элементі болып табылады, ол 8 білікпен қозғалысқа келтіріледі және корпусқа қатысты айналады (12.7 а суретте корпус көрсетілмеген). Плунжерлер дискіде 7 мойынтірекке 6 сүйенеді, ол у бұрышымен көлбеулетілген. Сорғының маңызды элементі 9 және 10 терезелері бар жылжымайтын тік бөлуші 1 болып табылады. Сорғының 2 және 3 жұмыс камералары 4 блоктағы тұйық көлемдерді білдіреді. Сорғының жұмысы кезінде 5 плунжерлер 4 блокпен бірге айналады және бір мезгілде 7 көлбеу дискісі бойымен 6 подшипникпен бірге сырғиды. Диск 7 мен серіппелердің есебінен жұмыс камераларының ішінде блокқа қатысты плунжерлердің ілгерілі – кейінді қозғалысы қамтамасыз етіледі.

Сурет 12.7. Көлбеу дискі мен көлбеу блогы бар аксиальды-поршеньді сорғылар 1 — тік таратқыш; 2, 3 — жұмыс камерасы; 4 — блок; 5 — плунжерлер; 6 — тірелімді мойынтірек; 7 — диск; 8 — білік; 9 — жіберу терезесі; 10 — шығару терезесі; 11 — поршеньдер; 12 – қосымша білік Бұл ретте жұмыс камералары көлемін ең төменгіден (3-позиция) ең жоғарыға дейін (2-позиция) ауыстырады және кері. Сұйықтықты жеткізу және бұру үшін доға тәріздес 9 және 10 терезелері бар 1 жылжымайтын таратқыш қызмет етеді. Ол жұмыс камерасының көлемін көбейту кезінде 9 терезе арқылы сору құбырымен жалғанады бабына, ал азайған кезде — 10 терезе арқылы қысымды құбырлармен. Көлбеу блогы 4 бар аксиальді-поршеньді сорғы (сур. 12.7, б) алдыңғы сорғыдан құрылымы бойыншабіршама ерекшеленеді. Басты айырмашылығы мынада: оның айналу өсіне (біліктің 8) қатысты диск 7 емес, 4 блок иілген. Жетекші 8 білікке қатысты 4 блок көлбеулігінен мұндай конструкциясы бар сорғылардың көпшілігінде блокке 4 дисіден 7 айналу сәтін беру үшін топсалары бар қосымша білік 12 болады.Келтірілген конструкцияда ығыстырғыштар 11 поршеньдері болып табылады, олар тік таратқыш 1 арқылы 2 және 3 жұмыс камерасынан сұйықтықты айдайды. Көлбеу блогы және көлбеу дискі бар сорғылардың жұмыс істеу принциптері бір-бірінен ерекшеленбейді, бірақ 12.7, б суретінде конструкцияда 11 поршеньдер ілгерілі-кейінді қозғалысты олардың арасындағы кинематикалық байланыс және диск 7 есебінен жасайды. Бұл айырмашылық маңызды болып табылмайды. Ығыстырғыштардың мұндай конструкциялары көлбеу дискілері бар сорғыларда да пайдаланылады.

Сурет 12.8. Радиалды-поршеньді сорғы: 1, 3 —жұмыс камералары; 2 — қосқыш; 4 — ротор; 5 — плунжерлер; 6 — корпус Wk жұмыс камерасының көлемі осы сорғылардың екі түрі үшін поршень (плунжер) Sn ауданы мен және оның жұмыс барысы l көбейтіндісіне тең (Wk=Snl). Алайда, осы сорғылар үшін жұмыс барысы l түрлі жолмен есептеледі. Оларды анықтау үшін 12.7-суретте үшбұрыштар салынған, ол жұмыс барысының l диаметрмен D байланысын көрсетеді. Геометриялық арақатынастан көретініміздей, көлбеу дискі бар сорғы үшін l = D tg у, ал көлбеу блогы бар сорғы үшін l = D sіn у. Сонда (12.1) ескере отырып, Wод көлбеу дискі және Wоб көлбеу блогы бар аксиальді-поршеньдік сорғы жұмыс көлемін есептеу үшін формула аламыз:

Аксиальді-поршеньді сорғылар реттелетін болуы мүмкін. Реттеу дискі 7 көлбеуінің бұрышын (көлбеу дискі бар сорғыда, 12.7 а суретті қараңыз) немесе блок 4 көлбеуінің бұрышын (көлбеу блогы бар сорғыда, 12.7, б суретті қараңыз) өзгерту арқылы қамтамасыз етіледі. Екі жағдайда да ол ығыстырғыш және сорғының жұмыс көлемінің барысының өзгеруіне әкеледі [қараңыз. формула (12.5) және (12.6)]. Аксиальді-поршеньді сорғылар бұрын қаралған сорғылардан дайындау күрделілігімен және соның салдары ретінде, көбінесе құнымен ерекшеленеді, бірақ олардың айтарлықтай жақсы пайдалану сипаттамалары бар. Олар 30...40 МПа дейін қысым жасайды, кең айналу жиілігі диапазонында жұмыс істей алады (500... 4000 айн/мин және одан астам). Осы сорғылардың толық Пө-і 0,90.0,92, жетеді ал көлемді Пө — 0,95.0,98. Аксиальді-поршеньді сорғылар, авиацияда, құрылыс және жол жұмыстары машиналарында, сондай-ақ ауыл шаруашылығы машина жасау және станок құрылысында қолданылады.

Сорғы жұмысы кезінде плунжерлер 5 ротормен 4 бірге айналады және бір мезгілде корпус 6 бойынша сырғиды. Осының және жұмыс камераларының ішіндегі серіппелер есебінен роторға 4 қатысты плунжерлер 5 ілгерілі-кейінді қозғалысы қамтамасыз етіледі. Жоғарғы күйден 3 төменгі күйге 1 жұмыс камерасы ауысқан кезде, оның көлемі ұлғаяды. Бұл ауыстыру кезінде, ол ротордағы 4 тесік арқылы сору қуысымен біріктіріледі, сондықтан оны жұмыс сұйықтығымен толтыру— сіңуі қамтамасыз етіледі. Кері орнын ауыстыру кезінде — төменгі күйден 1 жоғарғы күйге 3 — камера азаяды және айдау қуысына сұйықтығын ығыстыру жүреді. Жұмыс камерасының Wк көлемі Sn плунжер ауданы мен оның жұмыс барысы І көбейтіндісі ретінде табамыз (Wк = Snl). 12.7 суретінің талдауы көрсеткендей, яғни І = 2e. Сонда (12.1) ескере отырып, сорғының жұмыс көлемі үшін формуланы аламыз:

W = 2Sпеkz.(12.7) (12.7) формуласында k жұмысы еселігі қосылған, өйткені радиалды- поршеньді сорғылар екі - және көп реттік әрекетті болуы мүмкін. Бұл арнайы профильдің корпусы ішкі бетін құру есебінен қамтамасыз етіледі (екі ретті әрекетті тілімшекті сорғыда тәріздес, 12.5, б суретті қараңыз.), соның арқасында әрбір плунжер ротордың бір айналымында екі немесе одан да көп жұмыс жүрісін жасайды. Айта кету керек, бір ретті әрекетті бұл сорғылар реттелін болуы мүмкін. Реттелетін сорғыда жұмыс көлемінің өзгеруі корпусына 6 қатысты 4 роторға қатысты ығысу есебінен қамтамасыз етіледі, яғни е көлемін өзгерту есебінен. Радиалды-поршендісорғылараксиальді-поршеньдіге қарағанда айтарлықтай сирек қолданылады. Олардың басқа роторлы сорғылардан басты айырмашылығы - олар үлкен жұмыс көлеммен шығарылады.

Сорғы қондырғысы ретінде оның қызметін қамтамасыз ететін қажетті параметрлер және сипаттамалары және қосымша құрылғылары бар сорғы түсіндіріледі. Сорғының сипаттамасы деп, оның білігінің тұрақты айналу жиілігі кезінде алынған, оның беруінен сорғының шығуындағы қысымның графикалық тәуелділігі айтады. Сорғының сипаттамаларын (сур. 12.9, а) құру үшін, ең алдымен оның теориялық (идеалды) берілуін табу керек, ол Wо жұмыс көлемінде және осы біліктің n айналу жиілігінде келесі формула бойынша анықталады

ОТ= W0n.(12.8) Мұндай сорғыны беру сорғының шығуында (А нүктесі) нольдік қысымда бар болады. (12.8) байқағанымыздай, бұл теориялық беру сорғы қысымына тәуелді емес, сондықтан идеалды көлемдік сорғы сипаттамасы тікелей тік сызықты І білдіреді. Нақты сорғының көлемдік шығындар шамасына беруі теориялықтан аз, олар жоғары қысымды қуыстан саңылаулар арқылы сұйықтықтың шығуынан туындаған. Мұндай азаю техникалық жағынан жасалған кез келген сорғыда бар. өйткені саңылауларда, әдетте, шағын көлденең өлшемдері болады, онда ағымдар режимі оларда ламинарлық, яғни шығынының шамасы бірінші дәрежелі (qут~p) қысым айырмасына пропорционал. Сондықтан, сорғының нақты сипаттамасы беруді төмендету жағына қарай көлбеу тікелей линияны ІІІ білдіреді. Кему qут қысымға p (q"ут > q'уд пропорционал өсуде, ал сорғыны беру қысымның өсуімен азаюда (Q"H < Q'H). Сорғының нақты сипаттамасы (ІІІ линиясы) белгілі көлемдік Пө ƞо негізінде құрылған болуы мүмкін. Мысалы, р = р* қысымы кезінде сорғының ƞо белгілі. Содан кейін формуланы (11.7) пайдалана отырып, осы қысымға сәйкес сорғы беруін табуымыз керек, Q* = Qтƞо және графикке Q* және р* (нүкте В) координаттарымен нүктесін келтіру мүмкін. ІІІ түзу сызығымен А және В нүктелерін қосып, көлемді сорғының шынайы сипаттамасын аламыз. Мұндай сипаттамада (сызық ІІІ) сорғыны беру қысымға болмашы байланысты. Алайда, бірқатар су жүйелерінде көшпелі беру талап етіледі. Бұл үшін ІІІ сызығын қандай да бір С нүктесінде "үзеді" де, жаңа сызықты ІІ алады. CD учаскесінде қысым өзгерген кезде, беруді айтарлықтай өзгертуге болады. ІІ сызықты кейде сипаттаманың реттеуші тармағы деп атайды. ACD сипаттамасы қосымша құрылғылардың көмегімен алынуы мүмкін және сондықтан ол сорғы емес,сорғы қондырғылары сипаттамасы болып табылады. Іс жүзінде ол екі тәсілмен қамтамасыз етіледі: қайта құю клапаны көмегімен немесе беру реттегіші көмегімен. 12.9, б суретте сорғы орнату сызбасы ұсынылған, оған сорғы 4 және құю клапаны 2 енеді, оның негізгі элементі серіппе асты плунжері 3 болып табылады. Шағын қысымда сорғыдан p шығу кезінде плунжер 3 серіппе әсерінен жоғары орын алады және реттеуші саңылауды 1 жабады, сондықтан сорғыдан шыққан барлық сұйықтық су жүйесіне барады (Qну = Qн). Осы жұмыс режиміне 12.9 а суретте көрсетілген AC линиясы сәйкес келеді. Кейбір Рр қысым кезінде, оны клапанды күйге келтіру қысымы деп атайды, клапан 2 ашыла бастайды (12.9, а суреттегі С нүктесі), яғни сорғымен берілетін сұйықтықтың бір бөлігі бакқа 2 клапанның 1 саңылауы арқылы бағытталатын болады, сорғы құрылғысын беру болса6 беру (шығын) Qкл : Qнy = Qн - Qкл клапаны арқылы көлеміне қарай төмендейді, (12.9, а суретте Е нүктесі). Қысымды ұлғайту кезінде саңылау 1 және шығын Qкл клапан арқылы артатын болады, ал сорғы қондырғыларының Qнy беруі азаяды. Сонымен, р = pmax қысымы кезінде плунжер 3 толық төмен түседі және барлық сорғымен берілетін сұйықтық 1 (Qнy = Qкл) саңылауы арқылы бакқа қайта түседі, ал сорғы қондырғысын беру нөлге тең болмақ (Qнy = 0, 12.9, а суреттегі D нүктесі).

Сур. 12.9. Сорғы қондырғысы: а — сипаттамаcы; б — аударып құйылатын клапаны бар сызба; в — беруді реттеуіші бар сызба; 1 — саңылау; 2 — аударып құйылатын клапан; 3 — плунжер; 4 — реттелмейтін сорғы; 5 — реттелетін сорғы; 6 — көлбеу диск; 7 — реттеуіш; 8 — поршень Берудің өзгеруінің екінші тәсілі тек реттелетін сорғылар үшін ғана қолданылады, яғни ауыспалы жұмыс көлемі бар сорғылар үшін. 12.9 в суретінде сорғы қондырғысының сызбасы ұсынылған, оған көлбеу дискісімен 6 аксиальді-поршеньді реттелетін сорғы 5 және реттеуіш беру 7 кіреді. Реттеуіштің негізгі элементі серіппе астындағы поршень 8 болып табылады, ол көлбеу дискімен 6 кинематикалық байланысты. Сорғының шағын қысымы кезінде, серіппе әсерінен поршень 8 шеткі оң жақ орнын алалы, диск 6 ymax бұрышымен иілген және сорғының беруі максимальды. Осы жұмыс режиміне 12.9, а. суреттегі АС линиясы сәйкес келеді. Реттегішті баптау қысымы деп атайтын кейбір қысым рр кезінде (12.9, а суреттегі С нүктесі), поршень 8 солға қарай жылжи бастайды. рр < р < pmax кезінде ол қандай да бір аралық орын алады, сорғының дискі 0 < у < уmax бұрышымен белгіленген, ал беру 0 < Q < Qmax болады. Осы режимге CD сызығының нүктелерінің бірі сәйкес келеді (мысалы, 12.9, а суреттегі нүкте Е). Одан әрі қысымды ұлғайту кезінде поршень 8 тағы да солға қарай жылжиды және р = pmax кезінде шеткі сол жақ орнын алады. Бұл жағдайда дисктің у көлбеу бұрышы және сорғыны беру Q нөлге тең болады (нүкте D сур. 12.9, а). Беруді реттеудің қаралған екі тәсілі де техникада пайдаланылады. Беруді реттеуіші бар сорғы орнатудың жоғары Пө бар, өйткені барлық жұмыс диапазонында сорғы беретін сұйықтық толығымен гидрожүйеге түседі, бірақ реттелетін сорғылар талап етеді, олардың жасалуы күрделі және демек, қымбат. Клапанмен сорғы орнату пайдалануда үнемді, өйткені оны пайдалану кезінде сорғы беретін сұйықтықтың бір бөлігі клапан арқылы бақа қайта түседі, пайдалы жұмыс жасамай ақ. Қорыта келе айта кету керек, (12.7) және (12.8) формулаларынан басқа, су жүйелерін есептеу кезінде сондай-ақ тәуелділік пайдаланылады, ол сорғының р қысымын айналмалы М сәтін оның білігінде байланыстырады:

онда ƞм сорғының механикалық ПЭК.

Гидравликалық қозғалтқышта сұйықтық ағынының энергиясының механикалық жұмысқа түрленуі жүреді. Оған қысыммен сұйықтық әкелінеді, ал шығу орнында ілгерілі-кейінді немесе шығу тобы айналмалы қозғалысы орын алады, Шығу тобының қозғалыс сипаты бойынша көлемдік су қозғалтқыштарынан екі үлкен топты екі үлкен топқа бөледі: гидравликалық цилиндрлер (гидроцилиндрлер) және гидравликалық моторлар (гидромоторлар).

Гидравликалық цилиндр деп шығу тобында ілгерілі-кейінді қозғалысы бар көлемді су қозғалтқышы аталады. Гидроцилиндрлер әртүрлі машиналардың атқарушы механизмдері ретінде кеңінен қолданылады. Құрылымы және принципі бойынша гидроцилиндрлер өте алуан түрлі және Мемл Ст 17752-81 сәйкес жіктеледі.

Сур. 12.10. Гидроцилиндрлер сызбасы және олардың шартты графикалық белгілері: а — поршеньдік біржақты әрекеттер; б — поршеньдік екіжақты әрекеттер; в — екі жақты штогы бар поршеньдік екіжақты әрекеттер; г — плунжерлік; д — телескопиялық Жұмыс сұйықтығының әрекет бағыты бойынша барлық гидроцилиндрлер екі топқа бөлінеді: бір жақты және екі жақты әрекетті. Біржақты әрекетті гидроцилиндрдің жұмыс органына сұйықтық бір жағынан ғана қысым көрсетуі мүмкін, 12.10, а, г, д. сур. сызбаларда тәрізді. Бұл цилиндрлерде поршеннің бір жағына қозғалысы қуысқа әкелінетін сұйықтық есебінен қамтамасыз етіледі, ал кері ауыстыру — басқа тәсілмен - серіппе есебінен (12.10, а суретті қараңыз) немесе поршеннің тік қозғалысы кезіндегі жүктің салмағы есебінен (12.10 д суретті қараңыз). Екі жақты әрекетті гидроцилиндрдың жұмыс органын ауыстыру жұмыс сұйықтығы есебінен қамтамасыз етіледі (сур. 12.10, б, в). Осындай гидроцилиндрларда сұйықтық сол жақ қуысына да, сондай-ақ оңға да шығарылады. Гидроцилиндрлер, сондай-ақ жұмыс органы конструкциясы бойынша да бөлінеді. Поршень немесе плунжер түріндегі жұмыс органы бар гидроцилиндрлер ең көп таралған, әрі поршеньді гидроцилиндрлер бір жақты (12.10, а, б суретті қараңыз) штокпен де немесе екі жақты штокпен (12.10, в суретті қараңыз) де орындалуы мүмкін, ал плунжерлі гидроцилиндрлер тек біржақты әрекетті және біржақты штокты (12.10, г суретті қараңыз) болуы мүмкін. Шығу тобы сипаты бойынша гидроцилиндрлер бөлінеді: бір сатылы және телескопиялық (көп сатылы). Бір сатылы гидроцилиндрлер 12.10, а — г. суретте көрсетілген. Телескопиялық гидроцилиндрлер бір-біріне бірнеше салынған поршеньді білдіреді. Мысал ретінде, 12.10, д суретінде екі сатылы телескопиялық гидроцилиндр схемасы көрсетілген. Мұндай гидроцилиндре поршеньдері дәйекті бірінен соң бірі шығады. Гидроцилиндрлердің толық Пө ең алдымен, механикалық Пө- пен анықталады, ол көптеген конструкцияларда 0,85...0,95 құрайды. Гидравликалық шығындар цилиндрлерде көбіне болмайды және гидравликалық Пө ƞг = 1. Көлемді шығындар қаралып отырған құрылғыларда поршень мен цилиндр арасындағы саңылауда орын алуы мүмкін. Алайда резеңке сақиналармен немесе манжеттармен бұл жерлерді нығыздау кезінде олар аз болады. Сонда көлемді Пө-ін, сондай-ақ бірге тең етіп санауға болады (ƞо = 1). Гидроцилиндре қысымның өзгеруін есептеу кезінде екі негізгі формулалар пайдаланылады. Оларды екіжақты әрекетті біржақты штогы бар гидроцилиндр мысалында қарастырайық (сур. 12.11). Оның біріншісі штоктағы F күшін және гидроцилиндрдегі қысым ауытқуын байланыстырады болады: р =p1 -p2 р Жеңілдетілген кезде, ол келесідей

мұндағы S — қысым түсетін тиімді аудан.

Сур. 12.11. Гидроцилиндрдегі қысым ауытқуын есептеуге арналған сызба Солдан оңға сұйықтықтың қозғалысы кезіндегі есептік схемасында (12.11 суретті қараңыз) осы алаң поршень (S = Sn) ауданы болып табылады, ал кері қозғалыста — поршень алаңы шток ауданын шегергенде (S = Sn – SJ) шығады.

Екінші формула шығын мен поршень қозғалысының жылдамдығын байланыстырады:

немесе

Формула екі нұсқада жазылған, себебі гидроцилиндрге дейінгі және одан кейінгі шығындар әртүрлі. Оны түсіндіру үшін, поршень есептік схемада (12.11суретті қараңыз) бастапқы күйінен оңға қашықтыққа орнын ауыстырды. Мұндай жағдайда, гидроцилиндрдің сол қуысына W = Snl сұйықтықтың көлемі түсті, ал оң жақ қуысынан аз көлемі W' = (Sn - Sm)l ығыстырылды. W және W' көлемдері арақатынасынан гидроцилиндрге дейін және кейінгі шығындар тәулділікке байланысты

Екі жақты штогы бар гидроцилиндрлер үшін (12.10, в сур. қар.) Q = Q'.

Шығыс бөлігінің айналмалы қозғалысымен көлемді гидравликалық қозғалтқыш гидромоторлар деп аталады. Ең көп таралғаны роторлы гидромоторлар (тегершікті, қатпарлы және роторлы-піспекті). Олардың құрылысының осы аттас роторлы сорғылардан түбегейлі айырмашылығы жоқ. Сондықтан, қарастыру кезінде 12.4... 12.8. суретте көрсетілген сызбалар пайдаланылуы мүмкін. Алайда келесіні ескеру қажет, гидромоторға қуат сұйықтық ағынымен келтіріледі, онда өзгертіледі, содан кейін оның шығу білігінде айналу моменті түрінде жүзеге асырылады. Роторлы-піспекті гидромоторлар неғұрлым кеңінен пайдаланылады. Бұл ретте аксиальді-піспекті гидромоторлар шығуда жоғары айналу жиілігін алу қажеттілігі туындаған жағдайда қолданылады, ал радиалды-поршеньділер— төмен айналу жиілігін және үлкен айналмалы сәттерді алу үшін. Роторлы гидромоторлардың, сол сияқты сорғылардың да негізгі сипаттамасы олардың Wo жұмыс көлемі болып табылады. Бұл шаманың да сондай физикалық мәні бар және сорғыларда тәрізді анықталады. Айта кету керек, гидромоторлар, сорғылар тәрізді, ауыспалы жұмыс көлеммен болуы мүмкін, яғни реттелетін. Роторлық гидромоторлардың толық Пө-і көлемдік және механикалық Пө туындысынан анықталады, өйткені ондағы гидравликалық шығындар шағын және гидравликалық Пө-і (ŋг = 1) бірлігіне тең деп санауға болады. Роторлық гидромоторлардың Пө-нің сандық мәндері бір типті сорғылардың тиісті Пө-нен іс жүзінде айырмашылығы жоқ болып келеді, сондықтан сондай болып қабылдануы мүмкін. Гидромоторларды есептеу кезінде екі негізгі формулалар пайдаланылады. Олар қуат ағынының қарама-қарсы бағыты себебінен роторлы сорғыларға арналған ұқсас формулалардан ерекшеленеді. Бұл формулалардың біріншісі гидромотор білігіндегі сәтті қысым ауысуымен байланыстырады.

Ал екіншісі — гидромотор арқылы өтетін Q сұйықтық шығынын, оның п білігінің айналу жиілігімен байланысты:

Сөз соңында айта кету керек, сондай-ақ роторлық гидромашиналар да шығарылады, олар сорғы режимінде де, сондай-ақ гидромотор режимінде де жұмыс істей алады. Мұндай гидромашиналар мотор-сорғылар деп аталады.

Гидравликалық сызбаларда гидромашина белгісін МемСт 2.782 — 68 анықтайды. Көптеген гидравликалық сызбаларда символдар жүйесі қолданылады, онда кез келген роторлы гидромашина шеңбер ретінде белгіленеді (сур. 12.12). Шеңбер ішінде бір немесе бірнеше "қалың" бағыттамалар ұштары (үшбұрыштар) бейнеленеді. Осы бағыттамалардың ұштары сұйықтық қозғалысының бағытын көрсетеді. Сорғыларда ол әрқашан сыртқа бағытталған, ал гидросорғыларда — ішке. Реттелетін гидромашина символы жіңішке сызықпен сызылады. Мотор-сорғыларды белгілеу үшін сорғылардың және гидросорғы белгілерінің комбинациясы пайдаланады. Гидравликалық цилиндрлердің алуан құрылымдары оларды бейнелеу үшін таңбалардың үлкен санын әкеледі. Алайда, бұл сызбаларды оқуды айтарлықтай қиындатпайды, өйткені кез келген гидроцилиндр таңбасының негізінде оның шекті жеңілдетілген конструктивтік бейнесі жатыр (артық сызықтарсыз және штрихтаусыз). Мысал ретінде, 12.10 суретте цилиндрлердің конструктивтік сызбалары астында шартты бейнелер келтірілген.

Сур. 12.12. Роторлы гидромашиналардың шартты белгілері

Төменде келтірілген терминдер мен анықтамалар 17752-81 МС сәйкес берілген. Гидроаппарат бұл жұмыс сұйықтығының ағыны үшін берілген параметрлерді (қысым, шығын, қозғалыс бағыты) ұстауға немесе өзгертуге бағытталған құрылғы. Гидроаппараттар өз қызметін атқару сипатына қарай реттеуші және бағыттаушы болып бөлінеді. Реттеуші - оның өту қимасын жартылай ашу немесе жабу арқылы жұмыс сұйықтығы ағынының сәйкес параметірін өзгертуді жүзеге асыратын гидроаппарат. Бағыттаушы - оның өту қимасын толық ашу немесе жабу арқылы жұмыс сұйықтығы ағынын өзгертуді жүзеге асыратын гидроаппарат. Гидроаппараттың өтпелі қимасы деп гидроаппарат арқылы өтетін жұмыс сұйықтығы шығының анықтайтын ағын қимасы ауданын түсінеміз. Гидроаппараттардың негізгі элементі бұл оны жылжыту кезінде гидроаппараттың өтпелі қимасын жартылай немесе толық жабатын бөлшек (немесе бөлшектер тобы) болып табылатын тиекті-басқарушы элемент. Тиекті-басқарушы элемент конструкциясы бойынша гидроаппараттар келесі түрлерге бөлінеді: золотникті, мұнда тиекті-басқарушы элемент ретінде цилиндрлі (сурет 13.1, а) немесе жалпақ (сурет 13.2 б) золотник келеді; кранды, мұндағы тиекті-басқарушы элемент ретінде жалпақ (сурет 13.1, в), цилиндрлі (сурет 13.1, г), конус пішінді (сурет 13.1, д), немесе сфералық (сурет 13.1, е) кран келеді; клапанды, мұндағы тиекті-басқарушы элемент ретінде шарлы (сурет 13.1, ж), конус пішінді (сурет 13.1, з), инелі (сурет 13.1, и) немесе жалпақ (сурет 13.1, к) клапан келеді.

Гидроаппараттар реттемелі және баптамалы болып бөлінеді.

Реттемелі бұл гидроаппарат жұмыс істеу кезінде (өтпелі қимасы, серіппенің сығылуы және т.б.) сипаттамаларын сырттан берілген белгі арқылы өзгерту мүмкіншілігі бар гидроаппарат. Баптамалы бұл гидроаппаратта сипаттамаларды тек қана гидрожүйенің жұмыс істемеген күйінде ғана өзгертуге болады. Бұл үшін әдетте гидроаппаратты бөлшектеу қажет.

Сурет 13.1. Гидроаппараттардың тиекті-басқарушы элементтері: а - цилиндрлік золотник; б - жалпақ золотник; в - жалпақ кран; г - цилиндрлік кран; д - конус пішінді кран; е - сфералық кран; ж - шарлы клапан; з - конус пішінді клапан; и - инелі клапан; к - жалпақ клапан (табақшалы) Гидроаппараттардың тұрлаулы және жартылай құрылымдық сұлбаларда (24242 — 80 МС) олардың біріктесетін саңылауларын латын әріптерімен белгілейді: Р - жоғары қысымдағы жұмыс сұйықтығын жеткізетін саңылау; А және В - басқа гидравликалық құрылғыларға жалғау үшін саңылаулар; Т - жұмыс сұйықтығын бакка ағызу саңылауы; Х және Y - басқару ағындарына арналған саңылаулар; L - сұйықтықты кәріздік ағытуға арналған саңылау.

Гидроаппараттардың негізгі параметрлеріне келесілер жатады: шартты өту Dш - бұл гидроаппараттың өту қимасы ауданының барынша көп, максималды мәніне тең шартты саңылаудың диаметрі; номиналды қысым pном - белгіленген нормалар шегіндегі параметрлерді сақтап, белгіленген мерзім (қызмет мерзімі) бойы гидроаппарат қызмет ету үшін жеткізу ағынындағы жұмыс сұйықтығы үшін орнатылған барынша жоғары қысым мәні; номиналды шығын Qном - гидроапппараттан өтетін, сонымен бірге өз тағайындалуын белгіленген нормалар шегіндегі параметрлерді сақтап белгілі тұтқырлықтағы сұйықтықтың шығыны; гидроаппарат сипаттамасы - бұл гидроаппарат жұмысын анықтайтын тәуелділік (әдетте графикалық). Гидрожүйе үшін белгілі гидроаппаратты шартты өту көлемі Dш бойынша, сонымен бірге оның паспорттық мағлұматтарында көрсетілген максималды жұмыс қысымы мен гидроаппараттан өткізілетін сұйықтықтың максималды шығыны сияқты есептеулердің сәйкестігін тексере отырып тандайды. Көлемді гидрожетектерде қолданылатын барлық гидроаппараттарды негізгі үш санатқа бөлуге болады: гидравликалық дроссельдер (гидродроссельдер), гидравликалық клапандар (гидроклапандар) және гидравликалық таратқыштар (гидротаратқыштар).

Гидродроссель дегеніміз бұл жұмыс сұйықтығы ағынындағы қысымды азайтуға бағытталған жергілікті гидравликалық кедергі. Гидродроссель бұл реттеуші гидроаппарат. Бұл гидроаппарат түрінің ерекшелігі гидродроссель арқылы өтетін сұйықтық ағыны оның өту қимасы көлеміне әсер етпейтіні. Гидродроссель сипаттамасы деп гидродроссельде қысым жоғалуының Δp (гидродроссельде қысым айырмасының) одан өтетін сұйықтықтың шығынына Q деген тәуелділігін түсінеді. Бұл тәуелділік түріне қарай сызықты және шаршылы дроссельдерді ажыратады.

13.2, а суретінде реттемелі сызықты гидродроссельдің құрылмалық сұлбасы келтірілген. Ағыстың ламинарлы режимі қорапта орнатылған 2, цилиндрлі плунжердің 1, бетінде кесілген тікбұрышты қиманың винтті жырашығында жүзеге асады. Гидродроссельдің кедергісін реттеу дроссельдеуші каналдың жұмыс ұзындығын lk винтті бастиектің 3 айналуы арқасында өзгерту жолымен жүзеге асырылады. Сызықты гидродроссельдің негізгі кемшілігі бұл оның сипаттамасысының жұмыс сұйықтығы тұтқырлығына деген тәуелділігі [(5.6) формуланы қараңыз], демек температураға деген тәуелділіктін орын алуы. Осы орын алатын температуралық тұрақсыздық себебінен сызықты гидродроссельдер көлемді гидрожетектерді басқару жүйелерінде іс жүзінде қолданылмайды.

мұнда μ - шығынының коэффициенті (шаршылы кедергі саласында минералды майлар шығының μ = 0,65 деп алуға болады); So - жиклер саңылауының ауданы (соның ішінде, дөңгелек саңылау үшін So = πd2/4).

Сурет 13.2. Гидродроссельдер: а - сызықты реттемелі; б - жиклер; в - пакеттік; г - реттемелі дроссельдердің шартты белгілері; д - кранды; е - тиекті-басқарушы элементісі жүктелмеген золотникті; ж - тиекті- басқарушы элементісі жүктелген золотникті; з - клапанды, немесе инелі; и - "сопло- жапқыш"; к - реттемелі дросселдің шартты белгісі; 1 - плунжер; 2 - қорап; 3 - винтті бастиек; 4 - кран; 5 - золотник; 6 - тиекті-басқарушы элемент; 7 - қом; 8 - жапқыш; 9 – сопло Жоғарыда келтірілген (13.1) формуласынан анық көріп отырғанымыздай, егер осындай гидрожүйе қызметінің шарты бойынша біршама аз шығын жұмсаумен қатар гидродроссель едәуір қысым айырмасын қамтамасыз ету үшін ауданы өте кішкентай саңылау иесі болу керек. Алайда, бұл жағдайда оның кірлену қаупі жоғарылайды, демек гидродроссель сипаттамасының өздігінен өзгеруі орын алуы мүмкін, явни гидродроссель қызметіне деген сенімділік едәуір төмендейдеі. Іс жүзінде осы мәселені шешу үшін пакетті гидродроссельдер қолданылады (сурет 13.2, в). Мұндай гидродроссель саңылаулары бір-біріне сәйкес жылжытылған шайбалар тобынан құралған.

Бұл жағдайда есептеу формуласы келесі түрге ие

мұнда n - пакеттегі шайбалар саны; μ - саңылауы жылжытылған дроссельдеуші шайбаның шығын коэффициенті (есептеуде μ= 0,78 деп санауға болады); k - көрші шайбалардағы дроссельдеуші саңылаулардың бір- біріне әсер ету коэффициенті (есептеулерде k=1,25); So - шайбадағы саңылау ауданы (шайбадағы саңылау диаметрін 0,5... 1,5 мм аралығындағы диапазоннан таңдауға ұсынылады). Гидрожүйелер сұлбаларында реттемелі (реттелмейтін) гидродроссельдің шартты белгілеулер нұсқалары 13.2, г суретінде келтірілген.

Кранды гидродроссельде (сурет 13.2, д) өту қимасы ауданының өзгеруі қорапта 2 тиекті-басқарушы элементің (кран) 4 айналу өсімен суреттің қалыпты жазықтығында белгілі бір бұрышқа бұру арқылы қамтамасыз етіледі. Мұндай гидродроссель конструкциясының негізгі кемшілігі бұл оның тиекті-басқарушы элементінің сұйықтық ағынында қысым жүктелуінен босатылмағандығы. Бұл өз кезегінде жұмыс қысымы айтарлықтай болған жағдайда, кранды басқаруға қажет моментінің артуына себеп болады. Сондықтан-да кранды гидродроссельдер төменқысымды гидрожүйелерде қолданылады. Золотникті гидродроссельде (сурет 13.2, е, ж) өту қимасы ауданының өзгеруі қорап 2 саңылауында тиекті-басқарушы элементін (золотник) 5 сәл өстік жылжыту x арқылы қамтамасыз етіледі. Суретте золотникті гидродроссель конструкциясының екі нұсқасы келтірілген. 13.2, е суретте бейнеленген золотникті гидродроссельде тиекті-басқарушы элемент 5 қысымнан босатылмаған. Сондықтан оны басқаруға жұмсалған пәрмен сұйықтық ағынындағы қысымға тәуелді, бұл өз кезегінде кемшілік болып саналады. Іс жүзінде мұндай конструкциялар жұмыс қысымы төмен гидрожүйелерде ғана қолданыс табады. 13.2, ж суретте келтірілген золотникті гидродроссель конструкциясында, сұйықтық жоғары қысыммен золотниктің екі белдемшесі арасына ағуда. Бұл ретте орын алатын қысым күштері золотникке өстік бағытта әсер етіп, өзара теңгеріледі. Басқаруға жұмсалатын пәрмен золотник 5 пен гильза (қорап) 2 арасындағы үйкеліс күшін еңсеру ғана керек. Бұл гидродроссель қорабындағы бүйіржақ қуыстары әдетте гидробакпен дренажды гидросызықтар арқылы жалғасады. Клапанды немесе инелі гидродроссельде (13.2, з суретте) өту қимасы ауданының өзгеруі қомға 7 қатысты конус бұрышы β болатын (6 элемент қомға жақындасады немесе одан алыстайды) тиекті-басқарушы элементің 6 вертикаль бойынша жылжыту арқылы қамтамасыз етіледі. Гидродроссельдің кемшілігі бұл оның тиекті-басқарушы элементінің сұйықтық ағынындағы қысымнан босатылмағандығы, яғни басқаруға жұмсалатын қажетті пәрмен бұл қысымға тікелей тәуелді. "Сопло-жапқыш" типті гидродроссельде (13.2, и суретте) өту қимасы ауданының өзгеруі соплаға 9 қатысты тиекті-басқарушы элементің 8 (жалпақ жапқыш) жылжыту арқылы қамтамасыз етіледі (8 элемент соплаға жақындасады немесе алыстайды). Осынын салдарынан жапқыш пен сопла бүйіржағына дейінгі арақашықтық x өзгереді, демек олай болса гидродроссельдін одан ағып шығатын сұйықтық ағынына деген жергілікті кедергісі де өзгереді. Айта кетерлік жәйт, бұл гидродроссельде жапқышты басқаруға қажет пәрмен гидродроссельде қысымның жоғалуына тепе-тең. Көлемді гидрожетекті автоматты түрде басқару жүйесін жобалау кезінде осы тәуелділікті пайдалануға болады. "Сопло-жапқыш" типті гидродроссельдің тұрақты сипаттамасына қол жеткізудің негізгі шарттарының бірі бұл сопланың бүйіржақ сыртқы диаметрін dн келесі диапазонда таңдау (1,2 ... 1,3) dс, мұндағы dс - сопла саңылауының диаметрі. Гидрожүйелер сұлбасындағы реттемелі гидродроссельдің шартты белгілеуі 13.2, к суретінде келтірілген.

Гидроклапан деп өту қимасы (тиекті-басқарушы элемент қалпы) жұмыс сұйықтығы ағынының әсерінен өзгеретін гидроаппаратты атайды. Жұмыс сұйықтығының ағыны клапанның тиекті-басқарушы элементіне әсер етуші сипатына қарай тіке әсерлі және жанама әсерлі қысым гидроклапандары болып бөлінеді. Тіке әсерлі қысым гидроклапанында өту қимасы клапанның тиекті- басқарушы элементіне жұмыс сұйықтығы бақыланбалы ағынының тура әсері нәтижесінде өзгереді. Жанама әсерлі қысым гидроклапаны әдетте екі клапан қосындысын бейнелейді: негізгі және қосалқы, айта кететіні негізгі клапанның жұмыс өту қимасының ашылу шамасы қосалқы клапанның тиекті-басқарушы элементіне жұмыс сұйықтығы ағын әсері нәтижесіне байланысты өзгереді.

Гидроклапандар реттемелі және бағыттаушы болып бөлінеді.

Сақтандырғыш гидроклапан деп гидрожетекті шамадан тыс қысымнан сақтандыратын қысымды гидроклапанды атайды. Сақтандырғыш гидроклапандар барлық көлемді гидрожетектерде қолданылады және сорғының тура қасына, немесе гидрожүйеде шамадан тыс қысым пайда болуы мүмкін орындарға орналастырылады. Клапанның жұмыс режимі ауық-ауық. Сақтандырғыш гидроклапанға қойылатын басты талап бұл қызметінің сенімділігі. Құрылымдық көзқарас тарапынан бұл шарт, сақтандырғыш гидроклапанда оның тиекті-басқарушы элементінің сына қағу мүмкіндігін толық жою қажет деген сөз, сондықтан қарапайым конструкциялы сақтандырғыш клапаны шарлы (аз шығын үшін) немесе конус пішінді тиекті- басқарушы элементпен қамсыздандырылады. 13.3, а суретте қысымды p бақылайтын тікелей әсерлі сақтандырғыш клапан сұлбасы келтірілген. Бұл клапанда қораптағы 1 қомға серіппемен 3 қысылатын конус пішінді тиекті-басқарушы элемент қолданылған.

Сақтандырғыш клапанның іске қосылу қысымын p келесі формула арқылы есептеп шығуға болады

мұндағы Fпр - серіппенің алдын ала тарту күші, d — клапан қомының саңылау диаметрі; pсл - Т ағызу гидросызығындағы қысым. Айта кететін жәйт, бұл осындай конструкциялы гидроклапанды гидрожүйеде қолданатын болса оның жиі іске қосылатының елеген жөн, яғни конусы қомға жиі соғылып өз пішінің жоғалтуы немесе қомды сындыру мүмкіндігі жоғары екенін ескерген жөн. Сондықтан-да сақтандырғыш гидроклапанның жиі іске қосылуын талап ететін гидрожүйелерде конструкциясы әлдеқайда күрделі гидроклапандар қолданылады. Аударып құю клапаны деп жұмыс сұйықтығы ағымының бөлігін төгіп тастау арқылы клапанға кірерде тағайындалған қысымды қолдап тұратын қысымды гидроклапанды атайды. Бұл анықтамадан көріп отырғанымыздай аударып құю клапандары ұдайы қалыптаспаған режимде қызмет етеді, сондықтан оларда қомға тиекті- басқарушы элементінің соғылу мүмкіндігін жою үшін әдетте золтникті тиекті-басқарушы элементің қолданады (13.3, б суреті). Мұндай клапан келесідей жұмыс істейді. Қысым p1 жоғарылаған кезде золотник 6, оңға жылжып, серіппені 3 қысады. Саңылаудың 5 өту қимасы үлкееді, қысымды гидросызықтан гидробакка ағызылатын сұйықтықтың мөлшері ұлғайып қысым p1 төмендейді. Керісінше, қысым төмендеген жағдайда золотник 6, солға жылжып, серіппе 3 қысады. саңылаудың 5 өту қимасы азаяды және қысым жоғарылайды. Аударып құю клапанына қойылатын негізгі шарттардың бірі тағайындалған дәлдікпен қысымды қолдап тұру. Клапан дәлдігі тәжірибелік немесе есептеу жолымен алынған сипаттамасы арқылы бағаланады.

Сурет 13.3. Қысымды клапандар: а - тікелей әсерлі сақтандырғыш клапан; б - тікелей әсерлі аударып құю клапаны; в - оның сипаттамалары; г - жанама әсерлі аударып құю клапаны; д - оның сипаттамалары; е - қысымды клапанның шартты белгіленуі; 1 - қорап; 2 - конус пішінді тиекті-басқарушы элемент; 3,10 - серіппелер; 4 - реттеуші винт; 5 - саңылау; 6 - золотник; 7 - негізгі клапанның тиекті-басқарушы элементі; 8 - дроссель; 9 - қосалқы клапан Клапанның есептік сипаттамасын алу кезінде теңдеулер жүйесі шешіледі, тиекті-басқарушы элемент(золотник 6, 13.3, б суретін қараңыз) тепе-теңдігін теңдеуі мен ашылатын өту қимасынан (саңылау 5) ағатын сұйықтық теңдеулері. Кей жағдайларда бұл жүйенің шешімі келесі тәуелділік болып табылады

мұндағы Pк - (13.3) формуласы бойынша есептелетін клапанның іске қосылу қысымы; Kкл - аударып құю клапаны сипаттамасының көлбеулену бұрышы тангенсіне тең коэффициент (13.3, в суреті). Kкл коэффициенті клапанның қолдап тұрған қысым дәлдігінің көрсеткіші, және де ол бірінші кезекте серіппенің 3 қаттылығына және золотник диаметріне тәуелді. Тағайындалған қысым көрсеткіш P дәлдігін арттыру мақсатында Kкл коэффициентін азайту үшін тек қана серіппенің қаттылығын азайтып қол жеткізуге болады. Сонымен қатар, серіппелі түйін конструкциясы мен оның көлемдері едәуір күрделене түседі. Сипаттамасының формасы, габариттік көлемі мен бітеулігі бойынша ең бір жетілген нұсқа бұл жанама әсерлі аударып құю клапандары (13.3, г суретте). Мұндай клапан негізгі және қосалқы клапандардан тұрады. Қосалқы клапанның 9 іске қосылу қысымын реттеу серіппенің 10 алдын ала тарту күшін өзгертетін реттеуші винт 4 арқылы жүзеге асырылады. Клапан келесідей жұмыс істейді. Егер де P1 қысымы тағайындалған шамалардан аспаса, екі клапанда (негізгі және қосалқы) жабық күйде болады. Сонымен қатар, негізгі клапанның тиекті-басқарушы элементі 7 қысым P1 күшінің (сол жақтан және оң жақтан) және серіппенің 3 әсерінен қомға қысылған, яғни клапан жабық күйде. Егер P1 қысымы қосалқы клапанға 9 тағайындалған шамалардан асып кетсе, онда клапан ашылып сұйықтық ол арқылы бакка ағызылады. Сонымен бірге, дроссельде 8 қысым өзгеруі орын алады, яғни негізгі клапанның тиекті-басқарушы элементіне 7 оң жақтан әсер етуші қысым азайып, жұмыс сұйықтығының негізгі ағының төгу мақсатымен клапан ашылады. 13.3, д суретте қарастырылған жанама әсерлі аударып құю клапанның сипаттамалары келтірілген. Графиктен көріп отырғанымыздай, ол екі учаскіден тұрады: нөлге тең шығыннан Qmіn (сұйықтық тек қана қосалқы клапан арқылы төгіледі) дейін және Qmіn дан Qmax дейін (сұйықтық екі клапан арқылы ағызылады). Екінші учаске жұмыстық болып саналады, яғни бұл клапанда тағайындалған қысымды қолдау көрсеткішінің қателігі Δp аспайды. Сақтандырғыш гидроклапанның шартты белгіленуі 13.3, е суретте келтіріліген. Бұл шартты белгілер аударып құю клапаныү шінде қабылданған, яғни гидравликалық жүйелерде барлық қысымды гидроклапандарды белгілеу үшін қолданылады. Шаршы ішінде орналасқан бағыттауыш бұл тиекті-баскарушы элементке бір жағынан бақыламалы қысым әсерінің (бұл жағдайда клапанға кірудегі қысым) екінші жақтан серіппе әрекетін бейнелейді. Сұлбада клапан бастапқы (қысымды клапан үшін жабулы) жай-күйде бейнеленген. Бұған шартты түрде сызықтың солға жылжытылғаны нұсқап тұр, яғни серіппенің әсерінен сияқты. өз кезегінде реттемелі қысымды құбыр желісінен ағызу жабылған. Бақыламалы қысым арту жағдайында бұл бағыттауыш құбыр желісін клапанға кіруде ағызу құбырымен жалғастырғанша солға қарай жылжиды деп күтулуде. Бұл ретте клапан сұйықтықты ағызу үшін ашылады. Редукциялық клапан - ағызылатын ағында тағайындалған қысымды P2 қолдауға арналған қысым гидроклапаны (13.4, а суреті). Тікелей әсерлі редукциялық клапан қорапта 1 орналасқан серіппе асты тиекті-басқарушы элементтен 2 тұрады. Клапан келесідей жұмыс істейді. Жоғарылаған қысым P2 тиекті-басқарушы элементің 2 үстінгі бүйіржағына әсер етіп, серіппені 4 қысу жолымен оны төменге жылжытады. Саңылаудың 3 өтпелі қимасы азаяды, клапан арқылы өтетін сұйықтық шығыны төмендейді, осының нәтижесінде қысым P2 төмендейді, себебі ол ағызылатын гидросызықта шығын функциясы болып табылады.

Сурет 13.4. Редукциялық клапан: а - тіке әсерлі клапан; б - редукциялық клапанның шартты белгісі; в - оның сипаттамасы; 1 - қорап; 2 - тиекті-басқарушы элемент; 3 - саңылау; 4 - серіппе Қысым P2 төмендегенде тиекті-басқарушы элемент 2 серіппе 4 жоғарыға жылжытылады, саңылаудың 3 өтпелі қимасы ұлғайып клапан арқылы өтетін сұйықтық шығыны артады, бұл өз кезегінде қысым P2 артуына әкеп соғады. Қысымды клапандардан гөрі редукциялық клапан қалыпты түрде ашық, яғни гидрожүйе ажыратылу болса да клапанның тиекті-басқарушы элементі серіппемен ашылады. Бұл жәйт редукциялық клапанның шартты белгілеуінде бейнеленген (сурет 13.4, б): шаршы ішіндегі бағыттауыш кіріс және шығыс гидросызықтарын жалғайды. Редукциялық клапан сипаттамасын алу жолы тура қысымды клапандағыдай. Кейбір жәйттәр орын алғанда ол келесі тәуелділікті бейнелейді:

p2 =pк - КклQ, мұндағы рк- клапанның қомға қысылған болса, (13.3) формуласы арқылы есептелетін редукциялық клапан қысымын баптау. Тіке әсерлі редукциялық клапан сипаттамасының болжалды түрі 13.4, в суретінде келтірілген. Графиктен көріп отырғанымыздай редукциялық клапан арқылы өтетін сұйықтық шығынының артуы редукциялық қысымның Р2 сәл азаюмен қабаттасады. Бұл сұйықтық шығының арттыру үшін клапанның өтпелі қимасын ұлғайту керек екендігімен және осы әрекеттің өз кезегінде серіппенің тарту күшін азайтуға себеп болатындығымен түсіндіріледі. Тікелей әсерлі редукциялық клапан сипаттамасының тіктігі, яғни редукциялық қысымды қолдап тұру дәлдігі аударып құю клапанында секілді серіппенің қаттылығына тәуелді. Қысымды Р2 қолдап тұру дәлдігін арттыру үшін ағызылатын ағында жанама әсерлі клапандар қолданылады. Жоғарыда қарастырылған реттеуші клапандардан басқа, көлемді гидрожүйелерде сонымен қатар қысым айырмасы клапандары (клапанда ұдайы қысым айырмасын қамтамасыз етеді), қысымның өзара қатыс клапандары және т. б да қолданылады.

Бағыттаушы гидроклапандардың сан-алуан түрлері арасында ең кең қолданысқа ие болғандары - кері гидроклапандар мен гидроқұлыптар. Кері клапан деп сұйықтықты тек қана бір жаққа өткізетін бағыттаушы клапанды атайды. Кері клапан рұқсат етілген бағытта минималды қарсыласуды ал кері бағытта бітеулікті қамтамасыз ету керек. 13.5, а,б суретінде әр түрлі тиекті-басқарушы элементтерімен қамсыздандырылған кері әсерлі клапандар көрсетілген: сәйкесінше шарлы және конус пішінді. Бағыттаушылар бейнелеген бағыттарда сұйықтық қозғалғанда, тиекті-басқарушы элемент қомнан сығылып, ағын клапан арқылы минималды шығынмен өтеді.Сұйықтық ағыны кері бағытта қозғалғанда клапанның тиекті-басқарушы элементі сұйықтықпен қомға қайта жанасады, бұл өз кезегінде осы бағыттағы сұйықтық қозғалысын тоқтатады. Клапанды қомға қысатын серіппе қосалқы элемент болып табылады, және тек қана ағын бағыты өзгерген жағдайда тиекті-басқарушы элементті қомға қысып ұстауға ғана арналған. Клапанда қысым жоғалуды азайту үшін серіппенің алдын ала тарту күші мен қаттылығы шамаларын минималды мәнін таңдайды.

Сурет 13.5. Бағыттаушы кері клапандар: а – кері шарлы; б – кері конус пішінді; в – кері клапанның шартты белгісі; г – біржақты гидроқұлып; 1,2 – сұйықтықты жеткізу және ағызудың гидросызықтары; 3 – басқару гидросызығы Егер клапандардың бітеулігіне асқан талаптар қойылса, олардың тиекті- басқарушы элементтері мен қомдары иілгіш тығыздауышпен қамсыздандырылады. Кері әсерлі клапанның шартты белгілері 13.5, в суретінде келтірілген. Кері клапан түрлерінің бірі бұл басқармалы кері клапан немесе гидроқұлып, бұл гидроклапан сұйықтық ағының басқармалы әрекеттің болмаған жағдайында тек қана бір бағытта өткізеді, ал басқармалы әрекет орын алса екі бағыттада сұйықтық ағынын өткізуге арналған. Біржақты гидроқұлып сұлбасы 13.5, г сур. келтірілген. Ол кері клапан элементтерінен тұрады (қом және серіппелі тиекті-басқарушы элемент), сондай-ақ поршень мен итергіші бар. Егер гидросызық 3 қысым болмаса, онда сұйықтық 3 гидросызықтан 1 гидросызыққа қозғалу кезінде тиекті- басқарушы элемент қомнан сығылып, поршень мен итергіш болса оң жаққа жылжиды. Егер де ағын бағыты өзгерсе, клапан жабылып, сұйықтық қозғалысы тоқтайды. Егер гидролиния 3 қысым берілсе, поршень итергішпен клапанның тиекті-басқарушы элементін қомнан сығымдап алады, сонда сұйықтық клапан арқылы екі жаққа да өтетін болады.

Мұндай гидроқұлыптың шартты белгіленуі 13.5, д суретінде келтірілген. Біржақты гидроқұлыптан басқа, сонымен қатар екіжақты гидроқұлыптар қолданылады.

Гидротаратқыш - бір уақытта бірнеше гидросызықтардағы жұмыс сұйықтығының ағыс бағытын, қысымын, шығынын сыртқы басқарушы әсерді өзгертуімен сәйкес жұмыс қимасын бөліктеп ашу жолымен басқаруға арналған гидроаппарат.

Гидротаратқыштар бағыттаушы және дроссельдеуші болып бөлінеді. Бағыттаушы гидротаратқыштар деп – қосуға ,тоқтатуға, сұйықтың ағысын екі не оданда көп гидросызықтарға сәйкесінше бөліп басқаруды қамтамасыз ететін гидротаратқышты айтады.

Гидротаратқыштар келесідей топшаланады: тиекті-басқарушы элемент конструкциясы бойынша - золотникті, кранды және клапанды;

сыртқы гидросызықтар саны бойынша - екісызықты, ұшсызықты және т.б.; тиекті-басқарушы элементтің өзіндік саны бойынша - екіпозициялы, үшпозициялы және т.б.; басқару түріне байланысты қолмен,электрлі,гидравликалық, механикалық таратқыштар болып;

тиекті-басқарушы элементтер саны бойынша - бірсатылы, екісатылы және т.б.; Гидротаратқыштың шартты белгіленуінде (13.6 сурет) оның позициялар саны (І, ІІ), таратқышқа жалғанатын сыртқы гидросызықтары (А, В, Р, Т), олардың қосылуы сондай-ақ басқару тәсілі (2.871 68 МС) кескінделген. Позициялар саны сәйкесінше шаршылар (тік төртбұрыш) сандарымен бейнеленеді. Қималар бағыттаушысы бар түзу сызықтармен бейнеленген, бағыттаушылар әр позициядағы жұмыс сұйықтығының бағытарын көрсетеді, ал қималар тоғысқан жерді нүктелермен белгіленген; жабық қиманы көлденең сызықшасы бар тұйық сызықпен белгілейді. Сыртқы гидросызықтарды тек бастапқы позицияға жеткізеді. Таратқышты басқару тәсілі таратқыш бүйіржағына жалғасқан белгілер түрінде көрсетілген. Гидротаратқыш жұмысын қандай да бір жұмыс позициясында елестету үшін, байланыс сызықтарын алдынғы қалпында қалдыра отырып, ойша бастапқы позициядағы шаршының орнына сол позицияға сәйкес шаршыны жылжыту қажет. Осылайша жұмыс сұйықтығы ағынының шынайы бағыттарын осы шаршы ішіндегі бағыттауыштар көрсететін болады.

Сурет 13.6. Бағыттаушы гидротаратқыштардың шартты белгілері: а - қолмен басқарылатын екісызықты екіпозициялы (2/2); б - гидравликалық басқарумен екісызықты екіпозициялы (2/2); в - үшсызықты екіпозициялы жұдырықша арқылы басқарылатын (3/2); г - электромагниттен басқарылатын төртсызықты үшпозициялы (4/3) Шартты белгілеулер золотникті, кранды және клапанды гидротаратқыштар үшін бірдей, яғни олар тиекті-басқарушы элементтердің конструкциясын бейнелемейді. Гидротаратқыштардың графикалық белгілеулерінен басқа олардың сандық анықтамалары да бөлшек түрінде келтіріледі: алымда гидротаратқышқа жалғанған сыртқы гидросызықтардың саны көрсетілсе, ал бөлгіште - оның жұмыстық (сипаттамалық) позициялар саны жазылады. Мысалы, үшпозициялы төртсызықты гидротаратқыш 4/3 бөлшек санмен белгіленеді (13.6, г суретін қараңыз). Бағыттаушы гидротаратқыштардағы тиекті-басқарушы элементтер (золотник, кран, клапан) "толық ашық" немесе "толық жабық" сияқты қағидасы бойынша әрдайым белгіленген позицияларда орналасады. Сондықтан-да бағыттаушы гидротаратқыш одан өтетін жұмыс сұйықтығының қысымына және шығынына мүлдем әсер етпейді десе де болады. 13.7, а суретінде 4/3 типті ПГ74-24М қолмен басқарылатын гидротаратқыштың құрылымдық сұлбасы көрсетілген. Таратқыш қораптан 7, цилиндрлі золотниктен 8, өсі 3 мен саусағы 2 бар тұтқыштан 4, қақпашадан 1 мен 9 және тығыздағыштардан құралған. Қораптың 8 орталық саңылауында Т1, А, Р, В және Т2 қуыстарын жасаушы 5 сақиналық жонып өндеу орындалған, олар өз кезегінде кіріс саңылауларымен каналдар арқылы жалғасқан. Т1 және Т2 қуыстары (ағызушы) Д каналымен жалғасқан. Қораптың 7 орталық саңылауында орналасқан золотник 8 үш цилиндрлі белдемшеден тұрады, олар қораптың сәйкес цилиндрлік жонып өндеулерді жабады.

Сурет 13.7. Бағыттаушы золотникті 4/3 типті ПГ74-24М қолмен басқарылатын гидротаратқыш: а – бастапқы (бейтарап) позицияда; б – золотникті оң жаққа жылжытқанда; в – гидроцилиндрі қосылған гидротаратқыштың шартты белгіленуі; 1,9 – қорап қақпашалары; 2- саусақтар; 3 – өс; 4 – тұтқыш; 5 – шар; 6 – серіппе; 7 – қорап; 8 – золотник; 10 - тығын Қорапта 7 және қақпашалар 1 мен 9 орындалған каналдармен бүйіржақ қуыстары дренажды гидросызықпен жалғанған. Золотниктің жұмыс позициясында тұрақтануын қамтамасыз ету үшін, шар 5 серіппемен 6 тығынға 10 жаншылады. Таратқыш жұмысының тәртібі келесі. Бастапқы позицияда (оған 13.7, в суретінде көрсетілген ортаңғы шаршы сәйкес келеді) барлық өтпелі қималар гидротаратқышта жабық. Золотникті мысалы, оң жаққа І позицияға(сонымен бірге 13.7, в суретінде көрсетілген сол жақ шаршы ортада тұрған шаршы орнына жылжитын секілді) жылжытқан кезде (13.7, б сур.), таратқыштың қысымды Р қуысы А қуысымен жалғанып, сұйықтық ағыны қысым әсерімен таратқыштан шығысқа ағады, мысалы гидроцилиндрдің сол жақ қуысына Ц (13.7, в сур.қараңыз). Сонымен бірге таратқыштың В қуысы, демек гидроцилиндрдің оң жақ Ц қуысы да золотник арқылы Т2 қуысымен яғни ағызумен жалғанған. Золотникті бейтарап позициядан сол жаққа, яғни гидротаратқышты ІІ позицияға қосуда (13.7, в сур.қараңыз), сұйықтық ағыны бағытында келесі өзгерістер орын алады: Р қуысы (13.7, в сур.қараңыз) В қуысымен, ал А қуысы - Т1 қуысымен жалғанады. Цилиндрлі золотникпен қамсыздандырылған гидротаратқыштың негізгі кемшілігі - бұл сұйықтықтың қорап (гильза) мен золотник арасындағы диаметрлі саңылау арқылы ағып кетуі.

Дроссельдеуші гидротаратқыш деп бірнеше сызықты сұйық ағысынның шығыны мен бағытын бір уақытта сол қимадан өтетін сырттан басқарылатын жартылай ашылатын қысым арқылы басқаруға арналған бағыттаушы гидроаппаратты атайды. Бағыттаушыгидротаратқыштангөрідроссельдеуші гидротаратқышының тиекті-басқарушы элементі аралық жұмыс қалыптарының шексіз сан түрін қабылдай алады. Осымен қатар, ол реттеуші гидродроссельдің тиекті-басқарушы элементі ретінде де қызмет етеді, яғни жұмыс сұйық ағынына жергілікті кедергі жасай алады. Дроссельдеуші гидротаратқыштағы өтпелі қиманың ауданы әдетте басқарма сигналына тәуелді. Осылайша, дроссельдеуші гидротаратқыш бағыттаушы гидротаратқышы мен реттеуші гидродросселінің қосындысы болып табылады. Ол біріккен басқару арқылы жұмыс істейді. 13.8, а суретте ЭМ 1 және ЭМ 2 электромагниттеріне баратын электр сигналы қуаттылығына байланысты корап 1 цилиндрлі золотнигі 2 бар дроссельдеуші золотникті 4/3 гидротаратқышының құрылымдық сұлбасы көрсетілген. Таратқыш қорабында 1 өткір жиекті 5 цилиндрлі жонып өндеу орналасқан. Бұл жонып өндеулер келесі сұлба бойынша ішкі каналдармен жалғасқан: орталық - қысымды Р гидросызығымен, екі шеткісі - Т ағызумен. Сұйықтық тұтынушысын, мысалы гидроцилиндрді таратқышқа қосу үшін екі жұмыстық А және В жонып өндеулер арналған. Золотник 2 үш цилиндрлік белдемшеден тұрады және саңылау диаметрі 4... 10мкм құрайтын аралықтағы қорап 1 ішінде орналасқан. Таратқышта жұмыс өтпелі қималар (дроссельдеуші саңылаулар) келесі жағдайларда (золотниктің өс бойынша жылжуы кезінде) қорап 1 цилиндрлі жонап өндеулер жиектері мен золотник 2 цилиндрлік белдемшелері арасында пайда болады. Электромагниттерде сигнал болмаған жағдайда таратқыштың золотнигі 2 бастапқы (бейтарап) қалпында болады. Сонымен қатар, таратқыштағы барлық өтпелі қималар жабық болады. Басқару сигналы екі электромагниттің біреуіне берілетін болса, мысалы ЭМ1, золотник оң жаққа І позицияға жылжиды (13.8, б,в сур.) және жұмыс сұйықтығы Р гидросызығынан А гидросызығына дроссельдеуші саңылау 3 арқылы берілді, одан өтетін жұмыс сұйықтық шығыны берілген сигнал қуаттылығына тура тәуелді. Гидротаратқыштан сұйықтық гидроцилиндрдің Ц сол жақ қуысына бағытталады, ал гидроцилиндрдің Ц оң жақ қусынан ығыстырылатын сұйықтық В гидросызығы арқылы гидротаратқышқа беріледі. Мұнда сұйықтық екінші дроссельдеуші саңылау 4 арқылы өтіп, Т гидросызығы арқылы ағызуға жіберіледі. ЭМ2 электромагнитіне басқарушы сигнал берілген жағдайда да гидротаратқыш жоғарыда аталған шарттар бойынша жұмыс істейді. Мұндағы айырмашылық бұл золотниктің солға қарай жылжуы. Әдетте басқару жүйелерінде басқарушы сигналдардың бірі ЭМ1 немесе ЭМ2 электромагниттеріне жіберілсе, біреуі оң, ал басқасы теріс деп қабылдананды. Осылайша, гидротаратқыш-басқарушы сигналының таңбасына қарай гидроцилиндр поршені жұмысына қажетті бағыт беруді , ал басқарушы сигнал қуаттылығына сәйкес оған қажет қозғалыс жылдамдығын қамтамасыз етеді.

Сурет 13.8. Дроссельді гидравликалық таратқыш: а - бастапқы (бейтарап) позицияда; б - І позициясында; в - гидроцилиндірі қосылған гидравликалық таратқыштың шартты белгісі; 1 - қорап; 2 - золотник; 3,4 - дроссельдеуші саңылаулар 13.5тарауда бағыттаушы гидротаратқыштар үшін қолданылатын шартты белгілеулердің негізгі ережелері дроссельдеуші гидротаратқыштарға да ортақ болып келеді. Құрылымдық сұлбаларда дроссельдеуші гидротаратқыштың шартты белгілеулеріне екі параллельді сызықтың болуы тән (белгілеудің үсті мен асты) (13.8, в сур. қараңыз). Сонымен қатар, белгілеудегі шаршылар гидравликалық таратқыштың әдеттегі орналасуына сәйкес болып келеді. Золотникті гидротаратқыштардың негізгі артықшылықтары - бұл олардың көлем аздығы мен өс күштерінен босатылғаны, ол болса өз кезегінде золотникті басқаруға қажет күш салуды едәуір азайтады. Дроссельді гидравликалық таратқыштардың елеулі жетімсіздігі - бұл золотник пен қораптың арасындағы саңылаулардың кірлену мүмкіндігі. Сондықтан да, автоматты басқару жүйесінде аталған жәйтті болдырмау үшін золотниктерге жоғары жиіліктегі (50 Гц астам) және амплитудасы кішігірім (10... 100 мкм) бұрылу және қайтымды ілгерілеме тербелістер шамаларын тағайындайды. Жоғарыда келтірілген шарттарды орындау механикалық дірілдеткішпеннемесеэлектромеханикалыққұралдармен қамсыздандырылады. Золотниктілерден басқа, дроссельді гидравликалық таратқыштарға ағынды гидравликалық таратқыштар жатады. Мұндай гидравликалық таратқыштар көп сатылы басқарумен жабдықталған гидравликалық таратқыштарда гидравликалық басқарудың алдын ала сатысы ретінде жиі пайдаланылады.

Гидротаратқыштардағы электрикалық басқару шартты өтпеде Dy ≤ 10 мм, қолданылады, себебі басқарушы электрамагниттерінде тартылыс күші мен жүрісі әдетте шектеулі болады. Үлкен шартты өтпе үшін мұндай гидротаратқыштарды екі сатылы етіп жасайды, оның ішінде сатылардың алғашқысы бұл кіріс басқару сигналы қуатын арттыратын гидравликалық құрылғы. Бұл гидротаратқыштар сонымен бірге электрогидравликалық басқарумен гидротаратқыштар деп те аталады, ал егер гидротаратқыш дроссельдеуші болса онда - электрогидравликалық күшейткіш ЭГК деп аталады. Мұндай құрылғы үшін кіріс сигналы болып электр сигналы табылады, ал шығыс сигналы-кіріс сигналы қуаттылығына пара-пар болатындай параметрге ие (шығын немесе қысым) жұмыс сұйықтық ағыны. Ағын бағыты және қысымның түсіп кету белгісі кіріс электрикалық сигналы белгісіне сәйкес келеді.

Сурет 13.9. Электрогидравликалық басқаруы бар гидроүлестіргіш: а - құрылмалық сұлба; б - шартты белгі толық; в - сол, оңайлатылған; 1,5 - золотниктер; 2,4 - золотниктердің қорабы; 3,6 - серіппелер Электрогидравликалық күшейткіш ЭГК гидравликалық қуаттылықты арттырғыш пен бойында электр сигналы небір механикалық қозғалысқа айналатын электромеханикалық түрлендіргіштен құралған. 13.9, а суретінде мысал ретінде екі сатылы гидротаратқыш келтірілген, оның құрамына екі золотникті гидротаратқыштар кіреді: бірінші сатылы гидротаратқыш корпус 2, золотник 1 мен екі орталықтанған серіппеден 3, ЭМ1 және ЭМ2 электромагниттері басқаруынан тұрады; екінші сатылы гидротаратқыш корпус 4, золотник 5 пен екі орталықтанған серіппеден 6 гидравликалық басқарумен құрастырылған. Гидротаратқышта Р, Т, А, В біріктіріруші саңылаулалары бар. Екінші сатылы гидротаратқыштың бүйіржақ қуыстары бірінші сатылы гидротаратқыштың шығыс саңылаулары Х және Ү каналдары арқылы жалғасқан. Басқарушы электр сигналы болмаған жағдайда екі гидротаратқыштың золотниктері серіппелердің әрекетінен орташа (бейтарап) позицияларда тұрады. Золотник 1 екінші сатылы гидротаратқыштың бүйіржақ қуыстарын ағызумен жалғастырды, ал золотник 5 барлық өтпелі қималарды жабуда (13.9, а, б сур. қараңыз). ЭМ1 электромагнитіне басқарушы сигнал жеткенде золотник 1 соңына дейін оң жаққа жылжиды, яғни бірінші сатылы гидротаратқыш І позицияға ауысады(13.9, б сур. қараңыз). Сонымен бірге, Х каналы бойынша жоғары қысымды сұйықтық ағыны екінші сатылы гидротаратқыштың сол жақ бүйіржақтауына жеткізіледі, ал оның оң жақ бүйіржақтау қуысы Ү канал арқылы ағызу құбыр желісімен жалғасқан. Золотник 5 бүйіржақтауында қысым айырмасы пайда болады, бұл қысым айырмасы әсеріменол оң жаққа жылжиды, яғни гидротаратқыш І позицияға оралды деге сөз. Бұл ретте Р мен А және В мен Т гидросызықтары жалғанады. ЭМ2 электромагнит кірісіне басқарушы сигнал жеткенде золотниктер 1 мен 5 сол жаққа жылжиды, яғни гидротаратқыш ІІ позицияға ауысады. Бұл ретте Р мен В және А мен Т гидросызықтары жалғанады. Іс жүзінде ең кең қолданысқа ие болған гидрокүшейткіштер түрі бұл екідроссельді (реттемелі гидродроссельдер санына байланысты) "сопло- жапқыш" типті гидрокүшейткіштер (13.10, а сур.). Бұл гидрокүшейткіш екі "сопло-жапқыш" реттемелі гидродроссельдерден және екі ұдайы (теңгерімдегі) гидродроссельдерден 1 мен 6 тұрады. Электрогидравликалық күшейткіш ЭГК екінші каскад санатына жататын дроссельдеуші гидротаратқыш сияқты құрылғы үшін маңызды элемент-орталықтанған серіппелермен 8 серпін алған золотник 7. Қарастырылатын электрогидравликалық күшейткішті блок-сұлба ретінде көрсетуге болады (сурет 13.10, б). Оған сәйкес басқарудың электрикалық сигналы электромеханикалық түрлендіргішке 3 жеткізіледі, ол жапқышты 4 сигналға сәйкес (электр тоғының күшіне) белгілі бұрышқа α бұрайды. Бұз өз кезегінде "сопло-жапқыш" типті реттемелі дроссельдердің бірінде (2 немесе 5 сопламен) гидравликалық Δp=p1+p2 артады, ал басқасында керісінше азаяды.

Сурет 13.10. Электрогидравликалық күшейткіш (ЭГК): а - "сопло-жапқыш" типті ЭГК құрылмалық сұлбасы; б - ЭГК блок-сұлбасы; 1,6 - гидродроссельдер; 2,5 - сопла; 3 - электромеханикалық түрлендіргіш; 4 - жапқыш; 7 - золотник; 8 - серіппелер Осының нәтижесінде а бұрышына мөлшерлес қысым өзгеруі орын алады. Бұл ретте "сопло-жапқыш" типті гидротаратқыш үшін кіріс сигналы болып жапқыштың а бұрылу бұрышы танылып, ал шығу сигналы ретінде қысымның өзгеруі танылған. Қысым дроссельді гидротаратқыштын бүйіржақ қуысына жеткізілетіндіктен, орын алған қысым айырмасы Δp золотник 7 әсер етуші сәйкес пәрменді жаратады. Бұл золотник 7 бейтарап қалыптан біраз қашықтық Х жылжуына әкеп соғады. Мысалы, золотник 7 оң жаққа жылжитын болса, онда А гидросызығы қысымды құбыр желісімен, ал В гидросызығы ағызу құбыр желісімен жалғанатын болады. Гидротаратқыштың дроссельдеуші терезелері арқылы золотник Х қаншалықты жылжуына қатысты шығыны Q құрайтын жұмыс сұйықтығының қозғалысы басталады. Осылайша, гидротаратқыштардың екінші каскад санатына жататын дроссельдеуші гидротаратқыш үшін басқару сигналының кірісі бұл золотник х жылжуы, ал шығыс сигналы-тұтынушыға берілетін жұмыс сұйықтығының Q шығыны болып табылады.

Гидрожетекте қолданылатын жұмыстық сұйықтық ең алдымен энергия тасымалдаушы немесе жұмыстық дене болып табылады, яғни механикалық энергияның гидроқозғалтқышқа берілуін қамтамасыз етеді. Оған қоса, жұмыстық сұйықтық басқа да маңызды функцияларды орындайды: бөлшектердің үйкеліп жатқан бөлшектерінің майлануын қамтамасыз етеді, гидравликалық құрылғылардың элементтерінен жылу алады, тозу өнімдерін және басқа да ластану бөлшектерін әкетеді, гидравликалық құрылғылардың бөлшектерін таттанудан қорғайды. Жұмыстық сұйықтықтың аталған функциялары гидрожетектің жұмыс қабілеттілігін, оның сенімділігі мен гидравликалық құрылғылардың қызмет ету мерзімін арттыруды қамтамасыз етуде маңызды рөлге ие, сондықтан гидрожетекті пайдалану кезінде оның жұмыстық қасиеттерінің тұрақтылығын қамтамасыз ету қажет. Бұл қасиеттерге жұмыстық температуралар диапазоны, қоспалардың болуы, қозғалыс жылдамдығы, қысым және т.б. әсер етеді. Мысалы, гидрожетектердегі жұмыстық сұйықтықтардың температурасы -600С-тан +900С-қа дейін ауытқуы мүмкін, дроссельдеу кезіндегі сұйықтық жылдамдығы 50 м/с дейін жетеді, ал қысым – 32 МПа және одан асады. Гидрожетектерде пайдаланылатын жұмыстық сұйықтықтар төрт түрге бөлінеді: мұнай, синтетикалық, су полимерлі және эмульсиялық. Мұнай сұйықтықтарын мұнайдан қарапайым өңдеу әдістерімен алады. Олар температуралық диапазонның салыстырмалы жоғары шегіне ие. Гидрожүйелерде көбінесе келесі жұмыстық сұйықтықтар жиі қолданылады (МЕМСТ 26191-84): гидравликалық бірыңғай май – МГЕ-10А; авиациялық гидравликалық май АМГ-10; барлық мерзімдік гидравликалық май ВМГЗ және т.б. Синтетикалық сұйықтықтар – негізін химиялық реакциялар нәтижесінде алынған өнімдер құрайтын сұйықтықтар (диэфирлер, силоксандар, фосфаттар және т.б.). Негізінен, олар жанбайды, қышқылдануға тұрақты, қату температурасы төмен, ұзақ мерзімдік жұмыс мерзімінде және кең температуралардиапазонындатұтқырлықсипаттамаларының тұрақтылығына ие. Алайда, синтетикалық сұйықтықтардың әрқайсысы қандай да бір кемшілікке ие (резиналы нығыздауыштармен сәйкессіздік, жоғары ағындылық, нашар майлаушы қабілет, улылық және т.б.). Су полимерлі ерітінділер – әр түрлі полимерлердің сулық ерітіндісі болып табылатын жұмыстық сұйықтықтар (құрамында 35%-ға дейін су болады). Осылайша, ПГВ (МЕМСТ 25821-83) сұйықтығы әр түрлі тұнбалар қосылған глицерин мен полиэтиленгликольдың сулы ерітіндісі болып табылады. Ол улы емес, көптеген конструкциялық материалдарға инертті (оның ішінде, резиналық нығыздауыштарға). Эмульсиялық жұмыстық ерітінділерді су-майлы және май-сулы деп ажыратады. Су-майлы эмульсиялар – бұл «судағы май» типті эмульсия, ол су мен мұнай сұйықтықтарының қоспасы болып табылады (бірақ 20%-дан аспайды). Оларды өрт қауіпсіз жағдайда және жұмыстық сұйықтықтың көп мөлшерін пайдалану шартымен гидрожетектерде қолданады. Су-майлы эмульсияның кемшілігі: нашар майлаушы қабілет, жұмыстық температуралардың шағын диапазоны (5-550С дейін). Май-сулы эмульсиялар – «майдағу су» типті эмульсия, ол су мен мұнай сұйықтықтарының қоспасы болып табылады (бірақ 40%-дан аспайды). Гидрожетектерде қолданылатын жұмыстық сұйықтықтар көптеген пайдалану қасиеттерімен және көрсеткіштерімен сипатталады. Жұмыстық сұйықтықтардың бұл қасиеттері бірдей бағалы емес, сондықтан таңдау кезінде олардың ең маңыздыларына назар аудару керек. Оларға бірінші кезекте тұтқырлық, тұтану температурасы, қату температурасы және қышқылдану жатады. Жұмыстық сұйықтықтың тұтқырлығы оның температурасына тәуелді (1.3.2. тарауды қараңыз). Тұтқырлығы аз жұмыстық сұйықтық пайдаланылған кезде, гидрожүйелер мен басқа гидравликалық құрылғылардағы сыртқы және ішкі ағыстар артады, майлаушы қасиет төмендейді. Сонымен қатар, таңдалған сұйықтықтың тұтқырлығы қаншалықты көп болса, құбыр желілеріндегі жоғалтулар да соншалықты көп болады. Тұтану температурасы дегеніміз сұйықтық булары сынақ кезінде (ашық тигльде) жалыннан қысқа мерзімдік тұтануы жүретін минималды температура болып табылады. Тұтану температурасы сұйықтық буларының ауамен қоспасының өрт және жарылыс қаупін сипаттайтын көрсеткіш болып табылады. Тұтқырлығы аз сұйықтықтардың тұтану температурасы да төмен. Гидрожетек жұмыс істеп тұрған кезде жұмыстық сұйықтықты қыздырудың максималды температурасы тұтану температурасынан 10...150С төмен болуы керек. Қату температурасы дегеніміз жұмыстық сұйықтық өз қозғалысын жоғалтатын температура болып табылады. Қату температурасын МЕМСТ 20287-74 бойынша анықтайды. Мұнай жұмыстық сұйықтығы үшін ол гидрожетектің жұмысы кезіндегі ең аз температурасынан 10...170С төмен болуы керек. Жұмыстық сұйықтықтың қышқылдануы қышқылдық санмен сипатталады, ол ретінде 1 г сұйықтықты бейтараптандыруға қажетті миллиграм түріндегі калий оксидінің гидратының (КОН) саны алынады (мысалы, АМГ-10 сұйықтығының КОН қышқыл саны 0,05-тен аспауы керек).

Гидрожелілер дегеніміз көлемді гидрожетектің жекелеген элементтерін бірыңғай гидрожүйеге біріктіру үшін қажетті құбыр желілері болып табылады. Гидрожетекте гидрожелілердің келесі түрлері бар:

сорушы – бұл сұйықтық сорғыға қарай қозғалатын гидрожелі; тегеурінді – сұйықтық қысыммен қозғалатын гидрожелі (сорғыдан немесе гидроаккумулятордан);

ағызушы – бұл жұмыстық сұйықтық бакқа құйылатын гидрожелі; басқарушы – сұйықтық басқару және реттеу құрылғыларына қарай қозғалатын гидрожелі; дренажды – сұйықтық қалдықтарын гидравликалық құрылғыдан бакқа қарай әкетуге арналған гидрожелі. Гидрожелілерді агрегаттар мен гидрожетек құрылғыларын жалғастыратын құбыр желісі түрінде, немесе бұрғылау, құю немесе агрегат корпусына басу арқылы орындалған арналар түрінде жасалады. Гидрожелілер есебі ретінде гидрожетекті жобалау кезеңінде келесі түсініледі: құбыр желілері немесе арналарының өту қималарының конструктивтік өлшемдері; гидрожелідегі қысым жоғалтуларын есептеу; құбырлар мен арналардың беріктігін есептеу. Дөңгелек өту қимасының құбырлары мен арналары үшін бұл қиманың диаметрі экономикалық тиімді және технологиялық жарамды жұмыстық сұйықтық жылдамдығымен анықталады. Гидрожүйелерді жобалау тәжірибесінің негізінде жұмыстық сұйықтық қозғалысының орташа жылдамдығы гидрожеліде келесі мәндерден аспауы тиіс: тегеурінді гидрожелі үшін – 6 м/с; сорушы гидрожелі үшін – 1,5 м/с; ағызушы гидрожелі үшін – 2 м/с; басқару гидрожелілері үшін – 5 м/с. Құбырдың ішкі диаметрінің есептік мәні (немесе арнаның) сұйықтықтың орташа жылдамдығының қабылданған мәніне байланысты анықталады:

мұндағы, Q – құбыр немесе арна арқылы жұмыстық сұйықтықтың берілген шығыны. Есептеу нәтижесінде алынған d p диаметрін МЕМСТ 16516-80 сәйкес, стандартты қатардан d құбыр ішкі диаметрін соңғы таңдау кезінде пайдаланады. Гидрожелілерде ұзындық бойынша үйкеліс және жергілікті гидравликалық кедергілердегі қысым жоғалтуларын 7тарауда қарастырылған әдістер бойынша 5 және 6 тарауда келтіріліген формулалармен анықтайды. Құбырларды беріктікке есептеу олардың қабырғаларының қалыңдығын максималды р қысымы белгілі болған кезде және құбыр материалының жарамды кернеуі кезінде есептеледі. Ол үшін төмендегі формула қолданылады:

Болат құбырлар (болат 20, 35, 40) үшін жарамды кернеу д 400...500 МПа, ал түсті металлдар мен құймалардан жасалған құбырлар үшін д 200...520 МПа. Құбырдың цилиндрлік формасы ауытқыған кезде (иілу)  д 25%-ға төмендеуі керек. Есептеу кезіндегі беріктік қорын үшке теңестіріп таңдайды. Қабырғаның есептік қалыңдығы аз болса, онда сыртқы механикалық бүліністердің мүмкіндігін ескере отырып, оны түсті металлдар үшін 0,8...1 мм кем емес және болат үшін 0,5 мм таңдау керек. Гидрожетектерде гидрожелілерді монтаждайтын құбыр желілерін конструкциясы бойынша қатты және икемді деп бөлуге болады. Қатты құбыр желілеріне салқын тартылған жіксіз болат құбырлардан немесе немесе түсті металл – жез бен алюминийден жасалған құбыр желілері жатады. Қатты құбыр желілерінің қосылыстары жалғастырушы арматура деп аталатын арнайы бөлшектердің көмегімен жүргізіледі. Құбырларды (дәнекерлеу) жапсарлау (14.1 а сурет) машина жасауда сирек, тек демонтажға жатпайтын құбыр желілері үшін қолданылады. Дәнекерлеу (жапсарлау) кезінде 1 өтпелі тығындар 2 пайдаланылады. Шыр айналдырылатын жалғастыру (14.1 б сурет) диаметрі 30...35 мм құрайтын және түсті металлдан немесе болаттан жасалған құбырларға қолданылады. Құбырлар 1 өтпемен 4 ниппель 3 және салмалы бұрандалардың 5 көмегімен жалғастырылады. Шыр айналдырылатын қосылыстар қарапайымдылығымен ерекшеленеді, бірақ ол қысым 30 МПа- дан аспаған кезде қолданылуы мүмкін және материал қатаю және құбырдың шыр айналдырылған бөлігін бұзу себебінен қайта монтаждау мүмкіндіктерінің шектеулі санына ие. Ішкі конус бойынша қосылыс (14.1 в сурет) гидрожелілердің жиі демонтажы қажет болған кезде 40 МПа жұмыстық қысымы бар гидрожүйелердің 1 құбырларында қолданылады. Бұл қосылыстың ауа өткізбеушілігі салмалы бұранданың 5 көмегімен штуцердің конус тәріздес бетімен 6 шар тәріздес ниппель 7 байланысымен қамтамасыз етіледі. Ішкі конус бойынша қосылыстарға арналған арматура типі мен өлшемдері МЕМСТ 16039-70...16078-70 көрсетілген. Соқтығысатын сақинасы бар қосылыс (14.1 г сурет) жоғары қысымда жұмыс істейтін гидрожүйелердің 1 құбырлары үшін қолданылады. Бұл қосылыс қысым 40 МПа-ға дейін жеткен кезде қатты болаттан жасалған сақинаның 8 құбырдың жұмсақ материалына 1 соқтығысуы есебінен ауа өткізбейді. Бұл ретте салмалы бұранда 5 штуцерге 6 бұратылады.

Сурет 14.1. Қатты құбыр желілерінің байланыстары: а – жапсырма (дәнекерлеу); б – шыр айналдырмамен; в – ішкі конус бойынша; г – соқтығысатын сақинамен; д – фланецті; 1 – құбырлар; 2 – өтпелі тығын; 3 – ниппель; 4 – өтпе; 5 – салмалы бұранда; 6 – штуцер; 7 – шар тәріздес ниппель; 8 – сақина; 9 – фланец; 10 – төсеме. Соқтығысатын сақиналары бар қосылыстарға арналған арматура түрлері мен өлшемдері МЕМСТ 15763 – 75, МЕМСТ 23358 – 78 және т.б. келтірілді. Құбыр желілерінің фланецті қосылыстары (14.1 д сурет) диаметрі 40 мм жоғары болат құбырларына арналып қосылады, осы ретте төмен қысымдар үшін фланец 9 құбырмен 1 бұрама көмегімен байланысады, ал жоғарылар үшін -дәнекерлеумен. Фланецтерді нығыздау негізінен жұмсақ металл төсемелердің 10 (жез немесе алюминий) немесе резиналы сақиналардың көмегімен жүргізіледі. Осы қосылыстың фланецтері мен арматурасының түрлері МЕМСТ 12815-80 көрсетілген. Икемді құбыр желілері машиналардың қозғалмалы бөліктерінде орналасқан гидрожетектердің элементтерін қосуға пайдаланады. Осы ретте гидрожетек элементтерінің бір-біріне қатысты қозғалуы мүмкін. Икемді құбыр желісі ретінде негізінен резиналық тоқымалы шлангты қолданады, олар жоғары қысымды түтіктер (ЖҚТ) деп аталады. Түтіктердің ішкі резиналы қабаты бар, одан кейін мақта-мата қабаты, металл орама мен сыртқы резина қабаты бар, олар түтіктерді бұзылудан сақтайды. Түтіктер (МЕМСТ 6286-73) келесідей болады: бір орамамен, 20 МПа (І тип) қысымға дейін есептелген; қосарланған орамамен, 30 МПа (ІІ тип) қысымға дейін есептелген; үштік орамамен, жоғары қысымдарға есептелген (ІІІ тип). Шағын қысымдар үшін де металл орамасы жоқ түтіктер қолданылады. Икемді түтіктердің гидрожүйенің басқа элементтерімен жалғасуы қосушы арматура көмегімен жүреді. Машина жасауда арматурада құбыр желілерінің икемді өңдеу тәілдері 14.2 суретте көрсетілген. 14.2 а суретте шлангтың бейіндік саптамаға оралу көмегімен қысылу тәсілі көрсетілген.

14.2 сурет. Икемді құбыр желілерінің қосылыстары: а – жоғары қысымдар түтіктерінің өңдемелері; б – төмен қысымды түтіктердің өңдемелері; Сонымен бірге, Х каналы бойынша жоғары қысымды сұйықтық ағыны екінші сатылы гидротаратқыштың сол жақ бүйіржақтауына жеткізіледі, ал оның оң жақ бүйіржақтау қуысы Ү канал арқылы ағызу құбыр желісімен жалғасқан. Золотник 5 бүйіржақтауында қысым айырмасы пайда болады, бұл қысым айырмасы әсеріменол оң жаққа жылжиды, яғни гидротаратқыш І позицияға оралды деге сөз. Бұл ретте Р мен А және В мен Т гидросызықтары жалғанады. ЭМ2 электромагнит кірісіне басқарушы сигнал жеткенде золотниктер 1 мен 5 сол жаққа жылжиды, яғни гидротаратқыш ІІ позицияға ауысады. Бұл ретте Р мен В және А мен Т гидросызықтары жалғанады. Іс жүзінде ең кең қолданысқа ие болған гидрокүшейткіштер түрі бұл екідроссельді (реттемелі гидродроссельдер санына байланысты) "сопло- жапқыш" типті гидрокүшейткіштер (13.10, а сур.). Бұл гидрокүшейткіш екі "сопло-жапқыш" реттемелі гидродроссельдерден және екі ұдайы (теңгерімдегі) гидродроссельдерден 1 мен 6 тұрады. Электрогидравликалық күшейткіш ЭГК екінші каскад санатына жататын дроссельдеуші гидротаратқыш сияқты құрылғы үшін маңызды элемент-орталықтанған серіппелермен 8 серпін алған золотник 7. Қарастырылатын электрогидравликалық күшейткішті блок-сұлба ретінде көрсетуге болады (сурет 13.10, б). Оған сәйкес басқарудың электрикалық сигналы электромеханикалық түрлендіргішке 3 жеткізіледі, ол жапқышты 4 сигналға сәйкес (электр тоғының күшіне) белгілі бұрышқа α бұрайды. Бұз өз кезегінде "сопло-жапқыш" типті реттемелі дроссельдердің бірінде (2 немесе 5 сопламен) гидравликалық Δp=p1+p2 артады, ал басқасында керісінше азаяды.

Гидробактар гидрожетекте айналатын жұмыстық сұйықтықты сақтау, тазалау және суыту үшін қызмет етеді. Гидрожетектерде қолданылатын гидробактар екі типті болады: ашық (сұйықтық үсті атмосфералық қысымымен) және жабық (атмосфералықтан өзгеше қысым). Бұл жонып өндеулер келесі сұлба бойынша ішкі каналдармен жалғасқан: орталық - қысымды Р гидросызығымен, екі шеткісі - Т ағызумен. Сұйықтық тұтынушысын, мысалы гидроцилиндрді таратқышқа қосу үшін екі жұмыстық А және В жонып өндеулер арналған. Золотник 2 үш цилиндрлік белдемшеден тұрады және саңылау диаметрі 4... 10мкм құрайтын аралықтағы қорап 1 ішінде орналасқан. Таратқышта жұмыс өтпелі қималар (дроссельдеуші саңылаулар) келесі жағдайларда (золотниктің өс бойынша жылжуы кезінде)

Сурет 14.3. Ашық гидробактың типтің құрылымы 1 – корпус, 2 – қақпақ, 3 – ағызу түтігі; 4 – құю тығыны; 5 – сорушы түтік; 6,7 – ағызу тығындары қорап 1 цилиндрлі жонап өндеулер жиектері мен золотник 2 цилиндрлік белдемшелері арасында пайда болады. Электромагниттердесигнал болмаған жағдайда таратқыштың золотник 2 бастапқы (бейтарап) қалпында болады. Сонымен қатар, таратқыштағы барлық өтпелі қималар жабық болады. Басқарусигналыекі электромагниттің біреуіне берілетін болса, мысалы ЭМ1, золотник оң жаққа І позицияға жылжиды (13.8, б,в сур.) және жұмыс сұйықтығы Р гидросызығынан А гидросызығына дроссельдеуші саңылау 3 арқылы берілді, одан өтетін жұмыс сұйықтық шығыны берілген сигнал қуаттылығынатуратәуелді. Гидротаратқыштансұйықтық гидроцилиндрдің Ц сол жақ қуысына бағытталады, ал гидроцилиндрдің Ц оң жақ қусынан ығыстырылатын сұйықтық В гидросызығы арқылы гидротаратқышқа беріледі. Мұнда сұйықтық екінші дроссельдеуші саңылау 4 арқылы өтіп, Т гидросызығы арқылы ағызуға жіберіледі. ЭМ2 электромагнитіне басқарушы сигнал берілген жағдайда да гидротаратқыш жоғарыда аталған шарттар бойынша жұмыс істейді. Мұндағы айырмашылық бұл золотниктің солға қарай жылжуы екенін көре аламыз. Әдетте басқару жүйелерінде басқарушы сигналдардың бірі ЭМ1 немесе ЭМ2 электромагниттеріне жіберілсе, біреуі оң, ал басқасы теріс деп қабылдананды. Осылайша, гидротаратқыш-басқарушы сигналының таңбасына қарай гидроцилиндр поршені жұмысына қажетті бағыт беруді, ал басқарушы сигнал қуаттылығына сәйкес оған қажет қозғалыс жылдамдығын қамтамсыз етеді. Тарауда бағыттаушы гидротаратқыштар үшін қолданылатын шартты белгілеулердің негізгі ережелері дроссельдеуші гидротаратқыштарға да ортақ болып келеді. Құрылымдық сұлбаларда дроссельдеуші гидротаратқыштың шартты белгілеулеріне екі параллельді сызықтың болуы тән (белгілеудің үсті мен асты) (13.8, в сур. қараңыз). Сонымен қатар, белгілеудегі шаршылар гидравликалық таратқыштың әдеттегі орналасуына сәйкес болып келеді. Золотникті гидротаратқыштардың негізгі артықшылықтары бұл олардың көлем аздығы мен өс күштерінен босатылғаны, ол болса өз кезегінде золотникті басқаруға қажет күш салуды едәуір азайтады. Дроссельді гидравликалық таратқыштардың елеулі жетімсіздігі бұл золотник пен қораптың арасындағы саңылаулардың кірлену мүмкіндігі. Сондықтан-да, автоматты басқару жүйесінде аталған жәйтті болдырмау үшін золотниктерге жоғары жиіліктегі (50 Гц астам) және амплитудасы кішігірім (10... 100 мкм) бұрылу және қайтымды ілгерілеме тербелістер шамаларын тағайындайды. Жоғарыда келтірілген шарттарды орындау механикалық дірілдеткішпеннемесеэлектромеханикалыққұралдармен қамсыздандырылады. Золотниктілерден басқа, дроссельді гидравликалық таратқыштарға ағынды гидравликалық таратқыштар жатады. Мұндай гидравликалық таратқыштар көп сатылы басқарумен жабдықталған гидравликалық таратқыштарда гидравликалық басқарудың алдын ала сатысы ретінде жиі пайдаланылады.

Гидроаккумулятор – қысымы бар жұмыстық сұйықтық энергиясын осы энергияны кейін гидрожүйеге қайтару үшін аккумуляциялайтын құрылғы. Гидроаккумуляторлардың басты мақсаты паузалар кезінде немесе ол аз тұтынылған кезде жұмыстық сұйықтық энергиясын жинақтау болып табылады. Гидроаккумуляторлады қолдану жұмыстық көлемдері аз сорғыларды пайдалануға мүмкіндік береді. Оған қоса, гидроаккумуляторлар қысым тербелістерін сөндірушілер ретінде қолданылады. Шартты белгілеулер золотникті, кранды және клапанды гидротаратқыштар үшін бірдей, яғни олар тиекті-басқарушы элементтердің конструкциясын бейнелемейді. Гидротаратқыштардың графикалық белгілеулерінен басқа олардың сандық анықтамалары да бөлшек түрінде келтіріледі: алымда гидротаратқышқа жалғанған сыртқы гидросызықтардың саны көрсетілсе, ал бөлгіште - оның жұмыстық (сипаттамалық) позициялар саны жазылады. Мысалы, үшпозициялы төртсызықты гидротаратқыш 4/3 бөлшек санмен белгіленеді (14.4, г суретін қараңыз). Бағыттаушы гидротаратқыштардағы тиекті-басқарушы элементтер (золотник, кран, клапан) "толық ашық" немесе "толық жабық" сияқты қағидасы бойынша әрдайым белгіленген позицияларда орналасады. Сондықтан-да бағыттаушы гидротаратқыш одан өтетін жұмыс сұйықтығының қысымына және шығынына мүлдем әсер етпейді десе де болады. 14.4, а суретінде 4/3 типті ПГ74-24М қолмен басқарылатын гидротаратқыштың құрылымдық сұлбасы көрсетілген. Таратқыш қораптан 7, цилиндрлі золотниктен 8, өсі 3 мен саусағы 2 бар тұтқыштан 4, қақпашадан 1 мен 9 және тығыздағыштардан құралған. Қораптың 8 орталық саңылауында Т1, А, Р, В және Т2 қуыстарын жасаушы 5 сақиналық жонып өндеу орындалған, олар өз кезегінде кіріс саңылауларымен каналдар арқылы жалғасқан.

Т1 және Т2 қуыстары (ағызушы) Д каналымен жалғасқан. Қораптың 7 орталық саңылауында орналасқан золотник 8 үш цилиндрлі белдемшеден тұрады, олар қораптың сәйкес цилиндрлік жонып өндеулерді жабады.

Жұмыстық сұйықтық салқындатқыштары дегеніміз жұмыстық сұйықтық күйінің (кондициясының) қажетті сапалық көрсеткіштерін алуға арналған құрылғылар болып табылады. Гидравликалық жетектерде салқындатқыштардың екі түрі қолданылады: қатты бөлшектерді ажыратқыштар және жылу алмастырғыштар.

Қатты бөлшектерді ажыратқыштар – жұмыстық сұйықтықты ластаушы қалдықтардан тазалауға арналған құрылғы. Сұйықтықтағы ластанулар тозу немесе гидромашиналар мен гидроаппараттардың бөлшектерінің қышқылдануы нәтижесінде туындайды. Позициялар саны сәйкесінше шаршылар (тік төртбұрыш) сандарымен бейнеленеді. Қималар бағыттаушысы бар түзу сызықтармен бейнеленген, бағыттаушылар әр позициядағы жұмыс сұйықтығының бағытарын көрсетеді, ал қималар тоғысқан жерді нүктелермен белгіленген; жабық қиманы көлденең сызықшасы бар тұйық сызықпен белгілейді. Сыртқы гидросызықтарды тек бастапқы позицияға жеткізеді. Таратқышты басқару тәсілі таратқыш бүйіржағына жалғасқан белгілер түрінде көрсетілген.

Гидротаратқыштар бағыттаушы және дроссельдеуші болып бөлінеді. Бағыттаушы гидротаратқыштар деп – қосуға ,тоқтатуға, сұйықтың ағысын екі не оданда көп гидросызықтарға сәйкесінше бөліп басқаруды қамтамасыз ететін гидротаратқышты айтады.

Гидротаратқыштар келесідей топшаланады: тиекті-басқарушы элемент конструкциясы бойынша - золотникті, кранды және клапанды;

басқару түріне байланысты - қолмен, электрлі, гидравликалық, механикалық таратқыштар болып;

тиекті-басқарушы элементтер саны бойынша - бірсатылы, екісатылы және т.б.; Гидротаратқыштың шартты белгіленуінде (13.6 сурет) оның позициялар саны (І, ІІ), таратқышқа жалғанатын сыртқы гидросызықтары (А, В, Р, Т), олардың қосылуы сондай-ақ басқару тәсілі (2.871 68 МС) кескінделген. Позициялар саны сәйкесінше шаршылар (тік төртбұрыш) сандарымен бейнеленеді. Қималар бағыттаушысы бар түзу сызықтармен бейнеленген, бағыттаушылар әр позициядағы жұмыс сұйықтығының бағытарын көрсетеді, ал қималар тоғысқан жерді нүктелермен белгіленген; жабық қиманы көлденең сызықшасы бар тұйық сызықпен белгілейді. Сыртқы гидросызықтарды тек бастапқы позицияға жеткізеді. Таратқышты басқару тәсілі таратқыш бүйіржағына жалғасқан белгілер түрінде көрсетілген. Гидротаратқыш жұмысын қандай да бір жұмыс позициясында елестету үшін, байланыс сызықтарын алдынғы қалпында қалдыра отырып, ойша бастапқы позициядағы шаршының орнына сол позицияға сәйкес шаршыны жылжыту қажет. Осылайша жұмыс сұйықтығы ағынының шынайы бағыттарын осы шаршы ішіндегі бағыттауыштар көрсететін болады.

14.5 сурет. Сүзгілер а – типтік конструкция; б – қысымның құлау клапаны бар схема; в – кері клапандары бар схема; 1 – тығын; 2 – сүзгілеуші элемент; 3 – корпус стаканы; 4 – түтікшелі өзек; 5 – корпус қақпағы; 6 – қысымның құлау клапаны; 7...10 – кері клапандар. Оған қоса, жұмыстық сұйықтық басқа да маңызды функцияларды орындайды: бөлшектердің үйкеліп жатқан бөлшектерінің майлануын қамтамасыз етеді, гидравликалық құрылғылардың элементтерінен жылу әкетеді, тозу өнімдерін және басқа да ластану бөлшектерін әкетеді, гидравликалық құрылғылардың бөлшектерін таттанудан қорғайды. Жұмыстық сұйықтықтың аталған функциялары гидрожетектің жұмыс қабілеттілігін, оның сенімділігі мен гидравликалық құрылғылардың қызмет ету мерзімін арттыруды қамтамасыз етуде маңызды рөлге ие, сондықтан гидрожетекті пайдалану кезінде оның жұмыстық қасиеттерінің тұрақтылығын қамтамасыз ету қажет. Бұл қасиеттерге жұмыстық температуралар диапазоны, қоспалардың болуы, қозғалыс жылдамдығы, қысым және т.б. әсер етеді. Мысалы, гидрожетектердегі жұмыстық сұйықтықтардың температурасы -600С-тан +900С-қа дейін ауытқуы мүмкін, дроссельдеу кезіндегі сұйықтық жылдамдығы 50 м/с дейін жетеді, ал қысым – 32 МПа және одан асады. Гидрожетектерде пайдаланылатын жұмыстық сұйықтықтарды төрт түрге бөледі: мұнай, синтетикалық, су полимерлі және эмульсиялық. Мұнай сұйықтықтарын мұнайдан қарапайым өңдеу әдістерімен алады. Олар температуралық диапазонның салыстырмалы жоғары шегіне ие. Гидрожүйелерде көбінесе келесі жұмыстық сұйықтықтар жиі қолданылады (МЕМСТ 26191-84): гидравликалық бірыңғай май – МГЕ-10А; авиациялық гидравликалық май АМГ-10; барлық мерзімдік гидравликалық май ВМГЗ және т.б. Синтетикалық сұйықтықтар – негізін химиялық реакциялар нәтижесінде алынған өнімдер құрайтын сұйықтықтар (диэфирлер, силоксандар, фосфаттар және т.б.). Негізінен, олар жанбайды, қышқылдануға тұрақты, қату температурасы төмен, ұзақ мерзімдік жұмыс мерзімінде және кең температуралардиапазонындатұтқырлықсипаттамаларының тұрақтылығына ие. Алайда, синтетикалық сұйықтықтардың әрқайсысы қандай да бір кемшілікке ие (резиналы нығыздауыштармен сәйкессіздік, жоғары ағындылық, нашар майлаушы қабілет, улылық және т.б.). Су полимерлі ерітінділер – әр түрлі полимерлердің сулық ерітіндісі болып табылатын жұмыстық сұйықтықтар (құрамында 35%-ға дейін су болады). Осылайша, ПГВ (МЕМСТ 25821-83) сұйықтығы әр түрлі тұнбалар қосылған глицерин мен полиэтиленгликольдың сулы ерітіндісі болып табылады. Ол улы емес, көптеген конструкциялық материалдарға инертті (оның ішінде, резиналық нығыздауыштарға). Эмульсиялық жұмыстық ерітінділерді су-майлы және май-сулы деп ажыратады. Су-майлы эмульсиялар – бұл «судағы май» типті эмульсия, ол су мен мұнай сұйықтықтарының қоспасы болып табылады (бірақ 20%-дан аспайды). Оларды өрт қауіпсіз жағдайда және жұмыстық сұйықтықтың көп мөлшерін пайдалану шартымен гидрожетектерде қолданады. Су-майлы эмульсияның кемшілігі: нашар майлаушы қабілет, жұмыстық температуралардың шағын диапазоны (5-550С дейін). Май-сулы эмульсиялар – «майдағу су» типті эмульсия, ол су мен мұнай сұйықтықтарының қоспасы болып табылады (бірақ 40%-дан аспайды). Гидрожетектерде қолданылатын жұмыстық сұйықтықтар көптеген пайдалану қасиеттерімен және көрсеткіштерімен сипатталады. Жұмыстық сұйықтықтардың бұл қасиеттері бірдей бағалы емес, сондықтан таңдау кезінде олардың ең маңыздыларына назар аудару керек. Оларға бірінші кезекте тұтқырлық, тұтану температурасы, қату температурасы және қышқылдану жатады. Жұмыстық сұйықтықтың тұтқырлығы оның температурасына тәуелді (1.3.2. тарауды қараңыз). Тұтқырлығы аз жұмыстық сұйықтық пайдаланылған кезде, гидрожүйелер мен басқа гидравликалық құрылғылардағы сыртқы және ішкі ағыстар артады, майлаушы қасиет төмендейді. Сонымен қатар, таңдалған сұйықтықтың тұтқырлығы қаншалықты көп болса, құбыр желілеріндегі жоғалтулар да соншалықты көп болады.

Барынша жиі қолданылатын материалдар үшін q келесі мәндерін қабылдауға болады: қалың металл тор – 0,05 л/ см2 , мақта-матадан жасалған тор - 0,09 л/ см2 , қалыңдығы 10 мм жұмсақ зығыр - 0,015 л/ см2 ; саңылау 0,08 мм пластиналы сүзгі - 0,08 л/ см2 .

Тұтану температурасы дегеніміз сұйықтық булары сынақ кезінде (ашық тигльде) жалыннан қысқа мерзімдік тұтануы жүретін минималды температура болып табылады. Тұтану температурасы сұйықтық буларының ауамен қоспасының өрт- және жарылыс қаупін сипаттайтын көрсеткіш болып табылады. Тұтқырлығы аз сұйықтықтардың тұтану температурасы да төмен. Гидрожетек жұмыс істеп тұрған кезде жұмыстық сұйықтықты қыздырудың максималды температурасы тұтану температурасынан 10...150С төмен болуы керек.

Сурет 14.6. Сепараторлар: а – ортадан тепкіш; б – электростатикалық; 1 – ластану бөлшегі; 2 – корпус; 3, 4 – электродтар; 5 – бұлдырлы пластина Дөңгелек өту қимасының құбырлары мен арналары үшін бұл қиманың диаметрі экономикалық тиімді және технологиялық жарамды жұмыстық сұйықтық жылдамдығымен анықталады. Қабырғаның есептік қалыңдығы аз болса, онда сыртқы механикалық бүліністердің мүмкіндігін ескере отырып, оны түсті металлдар үшін 0,8...1 мм кем емес және болат үшін 0,5 мм таңдау керек. Гидрожетектерде гидрожелілерді монтаждайтын құбыр желілерін конструкциясы бойынша қатты және икемді деп бөлуге болады. Қатты құбыр желілеріне салқын тартылған жіксіз болат құбырлардан немесе немесе түсті металл – жез бен алюминийден жасалған құбыр желілері жатады. Қатты құбыр желілерінің қосылыстары жалғастырушы арматура деп аталатын арнайы бөлшектердің көммегімен жүргізіледі. Құбырларды (дәнекерлеу) жапсарлау (14.3 а сурет) машина жасауда сирек, тек демонтажға жатпайтын құбыр желілері үшін қолданылады. Дәнекерлеу (жапсарлау) кезінде 1 өтпелі тығындар 2 пайдаланылады.

Жылу алмастырғыштар – жұмыстық сұйықтықтың берілген температурасын қамтамасыз етуге арналған құрылғылар. Жылу алмастырғыштар сұйықтық қыздырғыштары мен суытқыштарына бөлінеді. Гидрожелілерде негізінен жұмыстық сұйықтықтың суылтылуы қажет болады, ол жұмыс үрдісінде қызады, ол оның пайдалану қасиеттерінің нашарлауына алып келеді. Гидрожүйелердің көпшілігі үшін жұмыстық сұйықтық температурасы (минералдық майлар) 70...800С-тан аспауы керек. Егер гидрожетектегі жылу бөлінісі табиғи жылу берілісінен асып түссе, оған салқындатқыш орнатады.

Сурет 14.7. Жылу алмастырғыштар. а – ауа радиаторы; б – су радиаторы; в,г – салқындатқыш пен қыздырғыштың шартты белгілері; 1 – қабырға; 2 – құбыр; 3,4 – кіріс және шығыс штуцерлер; 5 – қалқанша; 6 – корпус Шыр айналдырылатын жалғастыру (14.7 б сурет) диаметрі 30...35 мм құрайтын және түсті металлдан немесе болаттан жасалған құбырларға қолданылады. Құбырлар 1 өтпемен 4 ниппель 3 және салмалы бұрандалардың 5 көмегімен жалғастырылады. Шыр айналдырылатын қосылыстар қарапайымдылығымен ерекшеленеді, бірақ ол қысым 30 МПа- дан аспаған кезде қолданылуы мүмкін және материал қатаю және құбырдың шыр айналдырылған бөлігін бұзу себебінен қайта монтаждау мүмкіндіктерінің шектеулі санына ие. Ішкі конус бойынша қосылыс (14.7 в сурет) гидрожелілердің жиі демонтажы қажет болған кезде 40 МПа жұмыстық қысымы бар гидрожүйелердің 1 құбырларында қолданылады. Бұл қосылыстың ауа өткізбеушілігі салмалы бұранданың 5 көмегімен штуцердің конус тәріздес бетімен 6 шар тәріздес ниппель 7 байланысымен қамтамасыз етіледі. Ішкі конус бойынша қосылыстарға арналған арматура типі мен өлшемдері МЕМСТ 16039-70...16078-70 көрсетілген.

Тығыздаушы құрылғылар гидравликалық қосылыстардың ауа өткізбеушілігін сұйықтықтың қосылыстардағы саңылаулар арқылы ағып кетуін болдырмау немесе азайту мақсатымен қамтамасыз етуге, сондай-ақ жұмыстық сұйықтықты оған қатты бөлшектердің, ылғалдың және ауаның түсіп кетуінен қорғауға арналған. Соқтығысатын сақиналары бар қосылыстарғ арналған арматура түрлері мен өлшемдері МЕМСТ 15763 – 75, МЕМСТ 23358 – 78 және т.б. келтірілді. Құбыр желілерінің фланецті қосылыстары (14.1 д сурет) диаметрі 40 мм жоғары болат құбырларына арналып қосылады, осы ретте төмен қысымдар үшін фланец 9 құбырмен 1 бұрама көмегімен байланысады, ал жоғарылар үшін -дәнекерлеумен. Фланецтерді нығыздау негізінен жұмсақ металл төсемелердің 10 (жез немесе алюминий) немесе резиналы сақиналардың көмегімен жүргізіледі. Осы қосылыстың фланецтері мен арматурасының түрлері МЕМСТ 12815-80 көрсетілген. Икемді құбыр желілері машиналардың қозғалмалы бөліктерінде орналасқан гидрожетектердің элементтерін қосуға пайдаланады. Осы ретте гидрожетек элементтерінің бір-біріне қатысты қозғалуы мүмкін. Икемді құбыр желісі ретінде негізінен резиналық тоқымалы шлангты қолданады, олар жоғары қысымды түтіктер (ЖҚТ) деп аталады. Түтіктердің ішкі резиналы қабаты бар, одан кейін мақта-мата қабаты, металл орама мен сыртқы резина қабаты бар, олар түтіктерді бұзылудан сақтайды.

Сурет 14.8. Тығыздауыштар (еркін және орнатылған қалыпта) а – радиалды сақина; б – резиналы армирленген манжета; в – шевронды резина мақталы тығыздауыштар; г – резиналы манжета; 1 – білік; 2 – серіппе; 3 – металл қаңқа; 4 – корпус; 5 – сығу сақинасы; 6,7 – шеврон манжета; 8 – тірек сақинасы. Бұл жағдайды келесідей қолданады. Гидротрансформатордың құрылымына еркін жүрістегі жалғастырғышты М (17.3, а суретін қараңыз) енгізеді. Реактордағы айналмалы моменттің оң мағынасында ол реактивті дөңгелектің қозғалыссыздығын (стопорит) қамтамасыз етеді. Реакторда момент бағыты өзгерген кезде (бұл момент озба жалғастырғышқа М да әсер етеді) ол сұйықтық ағынымен бірге еркін қозғала бастаған реакторды босатады. Осы кезде гидротрансформатор гидрожалғастырушыға айналады, себебі бұл жағдайда онда қозғалыссыз рактивті дөңгелек болмайды. Гидротрансформатор мен гидрожалғастырғыштың қос қызметін атқаратын құрылғыны кешенді гидротрансформатор деп атайды. 0 < і < і* болғандағы кешенді гидротрансформатордың сипаттамасы қарапайым гидротрансформатордың сипаттамасына сәйкес келеді, яғни Пө-тің сызбалық тәуелділігі 0ВС сызығы болып табылады (17.4, б суретін қараңыз). і > і * болғанда кешенді гидротрансформатордың сипаттамасы гидрожалғастырғыштың сипаттамасына сәйкес келеді, CEF сызығы Пө-тің тәуелділігі болып табылады. Осылайша, кешенді гидротрансформатордың Пө-і бойымен өзгереді және қарапайым гидротрансформатормен салыстырғанда үлкен беріліс қатынастары тұсында аса жоғары мағынаға ие болады.

11.3 тарауда реттелетін гидрожетек реттелмейтін гидрожетекке қарағанда шығыс буынның қозғалыс жылдамдығын өзгертуге мүмкіндік береді. Техникада қолданылатын гидрожетектер жұмыстың берілген параметрлерін қамтамасыз етуі керек, оның ішінде шығыс буындардың жылдамдықтары қамтамасыз етілуі тиіс, сондықтан көптеген заманауи гидрожетектер реттелетін болып табылады. Гидромеханикадағы қолданбалы мәселелерді шешу кезінде физикалық үдерістерді модельдеу әдістері кең қолданылады. Бұл әдістердің мәні нақты гидравликалық жүйені есептеу кезінде бұрын басқа гидрожүйелерде осындай үдерістерді зерттеу (немесе эксперименталдық зерттеу) кезінде алынған заңдылықтар пайдаланылады. Бұл жағдайда ендігі белгілі (ұқсас) шешімдерді пайдалану есебінен көптеген практикалық мәселелердің шешімі біршама жеңілдейді. Оған қоса, модельдеу әдістерінің көмегімен нақты құрылғының немесе құрылыстың жұмысын лабораториялық жағдайда біршама кіші өлшемде жасалған модельдерде зерттеу өткізуге болады. Бұл лабораториялық жағдайда зерттелетін нысанның кемшіліктерін анықтауға және оның құрылымына түзетулер енгізуге мүмкіндік береді. Лабораториялық модельдеу жаңа машиналар мен құрылыстарды әзірлеу кезінде қаражатты біршама үнемдеуге мүмкіндік береді. Модельдеу әдістерінің тиімділігі көп жағдайда ұқсас физикалық үдерісті (ұқсас модельді) таңдаудың дұрыстылығымен анықталады, яғни қандай құбылыстар және қандай жағдайларда ұқсас, қандайлары ұқсас емес екендігі туралы мәселені шешу: 1) құбыр желілері мен гидротаратушылардағы жоғалтуларды ескермейміз; 2) гидромашиналардың пайдалы әрекет коэффициенттерін бірге тең деп аламыз.

Шығыс буыны қозғалысының жылдамдығын реттеудің дроссельдік тәсілі реттелмейтін гидромашиналары бар гидрожетектерде қолданылады. Екі үдерістің ұқсастық дәрежесін бағалау үшін гидромеханикада ұқсастық критерийлерін – теориялық түрде алынған, бірақ қолдану заңдылығы практика жүзінде дәлелденген өлшемдер (көбінесе өлшемсіз) пайдаланады. Аталған тарау осындай ұқсастық критерийлерін таңдауға және оларды әр түрлі практикалық мәселелерді шешу кезінде қолданудың мақсаттылығын талдауға арналады. Мысалы, суретте көрсетілген І және ІІ ағындарының гидродинамикалық ұқсастығын толық сақтау үшін ұқсастықтың үш жеке түрін қамтамасыз ету керек: геометриялық, кинематикалық және динамикалық, осы ретте салыстырылатын ағындардың барлық ұқсас қималарында орындалуы тиіс. Геометриялық ұқсастық ұқсас нүктелердегі геометриялық өлшемдердің ұқсастығын білдіреді, яғни І ағындағы кез келген өлшемнің ІІ ағындағы ұқсас өлшемге қатынасы, ол өлшемдер масштабы деп аталады және тұрақты болуы керек.

15.1 а суретте гидрожетектің қағидаттық схемасы келтірілген, онда шығыс буын қозғалысының жылдамдығын реттеу (гидроцилиндр штогы 4) өту қимасының ауданын Sдр , реттелетін дроссельді 5 өзгерту арқылы жасалады. Гидравликада геометриялық ұқсастық дегеніміз сұйықтық қозғалатын арналардың ұқсастығы болып табылады, оның ішінде олардың көкжиекке қатысты орналасуы жатады. Сондықтан,екіағынныңгеометриялықұқсастығыекіарнаның өлшемдерін салыстыру арқылы біршама жеңіл тексерілуі мүмкін.

Динамикалық ұқсастықты бағалау кезінде қандай да бір нақты күштің Fин -ке қатынасын табады. Егер екі ағын үшін алынған қатынастар бірдей болса, ағындар динамикалық ұқсас болып есептеледі.

Сәйкесінше, гидроцилиндр поршенінің (шток) қозғалыс жылдамдығы:

Гидравликада геометриялық ұқсастық дегеніміз сұйықтық қозғалатын арналардың ұқсастығы болып табылады, оның ішінде олардың көкжиекке қатысты орналасуы жатады. Сондықтан, екі ағынның геометриялық ұқсастығы екі арнаның өлшемдерін салыстыру арқылы біршама жеңіл тексерілуі мүмкін. Кинематикалық ұқсастық дегеніміз ұқсас нүктелердегі жылдамдықтардың ұқсастығы, яғни бірінші ағындағы кез келген жылдамдықтың екінші ағындағы ұқсас жылдамдыққа қатынасы, ол жылдамдық масштабы деп аталады, ол тұрақты өлшем болуы тиіс:

15.1. сурет. Дроссель параллель қосылған гидрожетек схемасы (а); реттеуіш (б) және жүктеуіш (в) сипаттамалар: 1 – сорғы, 2 – сақтандыру клапаны, 3 – гидроүлестіргіш; 4 – гидроцилиндр; 5 – гидродроссель; 6 – бак Ағындардың кинематикалық ұқсастығын бағалауға болатын критерийді (немесе белгіні) таңдау үшін екі геометриялық ұқсас ағынды қарастырайық (15.1 суретті қараңыз). Олар кинематикалық ұқсас болсын. Онда І ағынның 1- 1 қимасында жылдамдықтардың таралу эпюрасы ІІ ағындағы 1-1 қимадағы жылдамдықтардың таралуын қайталайды. Шынында, бұл эпюралар тек өлшемі бойынша ғана өзгешеленеді, себебі І ағындағы кез келген жылдамдық ІІ ағындағыға қарағанда есе үлкен, яғни 1-1 екі ағындағы қималардың жылдамдық таралу заңдары бірдей. Дәл осы 2-2 қималары үшін де әділ болады, олар 15.1 суретте бейнеленген, және осы ағындардағы кез келген басқа қималар үшін әділ болады. Осылайша, екі геометриялық ұқсас ағындардың кинематикалық ұқсастық белгісі ұқсас қималарда жылдамдықтың таралуының бірдей заңдары бола алады. Динамикалық ұқсастық ұқсас нүктелерде әрекет ететін күштердің (өлшем мен бағыт бойынша) ұқсастығын білдіреді, яғни І ағындағы кез келген күштің ІІ ағындағы ұқсас күшке қатынасы, ол күш масштабы деп аталады және тұрақты болуы керек.

Нақты сұйықтықтар ағындарында әр түрлі күштер әрекет етеді: қысым, үйкеліс, ауырлық және т.б. Барлық осы күштерді ұқсас нүктелерде салыстыру екі ағын үшін біршама күрделі мәселе болып табылады. сондықтан, динамикалық ұқсастықты бағалауды берілген ағында салыстыру күші ретінде қолданылатын күштердің бірімен әр түрлі күштерді салыстыра отырып жүргізеді. Мұндай күш ретінде инерция күшін Fин алады. Динамикалық ұқсастықты бағалау кезінде қандай да бір нақты күштің Fин -ке қатынасын табады. Егер екі ағын үшін алынған қатынастар бірдей болса, ағындар динамикалық ұқсас болып есептеледі. Мұндай қатынастарды ұқсастық критерийлері (немесе сандары) деп атайды.

мұндағы - 5 гидродроссельдегі қысым құламасы. Қабылданған рұқсаттарды ескере отырып,

Алайда, бұл критерий кеңінен қолданылмайды, бірінші кезекте оны есептеу өте күрделі. Практикада ұқсастықтың жеке критерийлерін қолданады.

Олар Ньютон критерийі сияқты қағидамен есептеледі, түріндегі формулаға F1 жиынтық күшті емес, жеке күшті қояды, ол берілген ағында барынша маңызды (басым) орынға ие және ағысты анықтайды. Мұндай күштер ретінде қысым, ауырлық күші және т.б. пайдаланылуы мүмкін. бірақ, практика көрсеткендей, нақты сұйықтықтың күштік ағындары үшін барынша маңыздысы Fтр үйкеліс күші болып табылады.

15.1. сурет. Дроссель параллель қосылған гидрожетек схемасы (а); реттеуіш (б) және жүктеуіш (в) сипаттамалар: 1 – сорғы, 2 – құю клапаны, 3 – гидроүлестіргіш; 4 – гидроцилиндр; 5 – гидродроссель; 6 – бак Бұл күштер қолданылатын критерий Рейнольдс Rе саны деп аталады. Бұл өлшемсіз параметрді инерция күшінің FИН үйкеліс күшіне Fтр қатынасы ретінде анықтау қабылданған. Осылайша, Рейнольдс саны Ньютон санының жекелеген жағдайы болып табылады, бірақ оны есептеген кезде кері қатынасты қолдану қабылданған (4.2). Қарастырылғаннан екі күштік ағын динамикалық ұқсас деген қорытынды жасауға болады, бұл ретте олардың ұқсас қималарындағы Рейнольдс сандары бірдей болуы тиіс.Осылайша, жеке ұқсастықтарды талдаудан күштік ағындардың толық гидродинамикалық ұқсастығын қамтамасыз ету үшін төмендегілер қажет екендігі шығады.

Практика көрсеткендей, күштік ағындардың қималарындағы жылдамдықтардың таралу заңдары Рейнольдс санының мәнімен анықталады. Сондықтан, жоғарыда аталғанның барлығы Рейнольдс заңын қалыптастыруға мүмкіндік береді: екі геометриялық ұқсас күштік ағынның толық гидродинамикалық ұқсастығын қамтамасыз ету үшін осы ағындардың ұқсас қималарының кез келген жұбы үшін есептелген Рейнольдс санының теңдігі қажет. Рейнольдс Re критерийі немесе саны машина жасау гидрожүйелері үшін практикалық есептеулердің үлкен мәніне ие. Рейнольдс санының физикалық мәнін анықтау үшін келесі тәжірибе қолданылуы мүмкін. Сұйықтық ағынына қозғалыс бағытына перпендикуляр түрде шексіз аз қалыңдықты пластинаны саламыз (15.3 а сурет). Осы пластинаға ағынның әсер ететін күшін FИН -ге пропорционал деп есептейміз. Кейін осы пластинаны осы ағынға, бірақ қозғалыс бағытына параллель түрде орнатамыз (15.3 б сурет). Бұл жағдайда пластинаға ағынның әсер ететін күшін Fтр -ге пропроционал деп есептейміз. Осы күштерді формулаға қойып, Рейнольдс Re санына пропорционал өлшемді аламыз. Практикалық есептеулерде Rе қолдану үшін оны есептеуге арналған формуланы алайық. Ағын қозғалмайтын кедергіге әсер етуі мүмкін FИН инерция күшін сұйықтық тығыздығының , шартты ауданның S және жылдамдық квадратының V2 туындысына пропорционал екендігін ескеру керек:

15.3 сурет. Дроссель параллель қосылған гидрожетек схемасы (а); реттеуіш (б) және жүктеуіш (в) сипаттамалар: 1 – сорғы, 2 – құю клапаны, 3 – гидроүлестіргіш; 4 – гидроцилиндр; 5 – гидродроссель; 6 – бак; 7 - гидробак Тәуелділіктерді формулаға қою арқылы және пропорционалдық таңбасының орнына теңдік таңбасын қойып, математикалық түрлендірулерден кейін Рейнольдс санын есептеу қабылданған формуланы аламыз:

Үйкеліс күші жанама кернеулер мен шартты кеңістік ауданының S туындысына пропорционал:

Дөңгелек емес қималы күштік ағындар үшін гидравликалық диаметр Dr ұғымын енгізеді. Ол мән ретінде ағын қимасының S ауданының осы қиманың П периметріне қатынасын алады, ол төрт есе үлкейтілген, яғни Dr = 4S / П . (4.5) формулада геометриялық d диаметрінің орнына гидравликалық Dr диаметр қолданылады, яғни

Дөңгелек қима үшін геометриялық d диаметрі мен гидравликалық Dr диаметрі сай келетіндігін атап өту керек. Сұйықтықтың құбыр арқылы жергілікті ығысумен қозғалуын қарастырайық. Тар қимада 2-2 сұйықтық жылдамдығы V2 жоғары болады және Бернулли теңдеуіне сәйкес (3.5 қосымша тарауды қараңыз), - p2 қысым төмендейді. p1 қысымның артуы 1-1 бастапқы қимада шығынның артуына алып келеді, ол V2 жылдамдығының одан әрі артуына алып келеді және p2 қысым одан бетер төмендейді. Осы ретте соңғы pн.п қаныққан булар қысымының мәніне дейін жете өлшем алады.

Нақты сұйықтықтар ағындарын эксперименталдық зерттеу оларда жүретін үдерістер ағыстың сипатына (түріне) тікелей тәуелді екендігін көрсетеді. Гидравликада ағыстың екі қағидаттық әр түрлі түрін ажыратады: ламинар және турбулентті.

Сурет 15.4. Көлемдік-дроссельді реттелімі бар гидрожетек схемасы: а – орнату; б – ламинарлық ағыс; в – турбуленттік ағыс; 1 – су құйылған резервуар; 2 – қосымша ыдыс; 3, 6 – крандар; 4- түтікше; 5 – құбыр. Осы ағыстардың сипатын зерттеу үшін 4.3 а суретте келтірілген қондырғы пайдаланылады. Ол су резервуарынан 1 тұрады, ол арқылы сұйықтық мөлдір материалдан жасалған құбыр 5 арқылы ағып шығады. Құбырдың ұшында сұйықтық шығынын өзгертуге арналған кран 6 орналасқан. Оған қоса, су резервуарында 1 бояу ерітіндісі бар қосымша ыдыс 2 монтаждалған, ол түтікше 4 арқылы құбырдағы 5 су ағынының ортасына қарай әкелінуі мүмкін. Бояу шығыны кранмен 3 реттеледі.

Кран 6 аздап ашық болған кезде құбырда 5 су ағысының төмен жылдамдығы қамтамасыз етіледі. Егер осы жағдайда кран 3 да ашық болса, су ағынында қозғалып тұрған бояу ағыншасын көруге болады (сур. 4.3 б). Ағыстың жылдамдығы аз болған кезде, ол негізгі ағынмен араласпайды. Ол судың көршілес ағыншалары да «өздігінен» қозғалатындығын, және бір бірімен араласпайтындығын білдіреді. Мұндай ағыс режимі ламинарлық деп аталады. Ламинарлық режим кезінде сұйықтық араластырусыз жеке ағыстармен қозғалады, токтың барлық сызықтары ағын арнасының формасымен анықталады, және егер ол тұрақты қималы тік бұрышты болып табылса, ток сызықтары қабырғаларға параллель. Ламинарлық ағында көзге көрінетін құйын түзілістері жоқ, бірақ сұйықтық бөлшектерінің лезде айналу орталықтарының айналасында шексіз кішкентей (нүктелі) құйындар болады. Егер кранның 6 ашылу дәрежесін біртіндеп ұлғайтса, онда сұйықтықтың ағыс жылдамдығы өсе бастайды және оның қандай да бір мәнінде бояудың ламинарлық ағыншасы құбырда 5 бұзыла бастайды (4.3 сурет, в). Мұндай жылдамдықты критикалық деп атау қабылданған (vкр). Ағыншаның бұзылуы бояудың құйындалуымен және оның көршілес су қабаттарымен араласуымен сүйемелденеді. Егер сұйықтық шығынын ұлғайтуды жалғастырса, онда ағынша құбырдан 4 шыққан соң бірден бұзылады. Мұндай ағыс режимін турбулентті деп атайды. Ағыстың турбуленттік режимінде сұйықтық ағыншаларының (қабаттарының) қарқынды араласуы жүреді және ірі және кіші құйындар түзіледі. Сұйықтықтың жекелеген бөлшектері хаос түрінде қозғалады, және олардың ешбірі екіншісінің траекториясын қайталамайды. Олар бойлық бағытта да, көлденең бағытта да орын ауыстырады. Сондықтан, турбуленттік ағыс кезінде жылдамдық пен қысым пульстенуші сипатқа ие. Аталған ағыс режимдерінің әрбіреуі үшін өзінің ерекшеліктері мен заңдары (көбінесе айрықша) тән. Сондықтан, есептік жолмен әрбір нақты жағдайдағы ағыс режимін анықтай білу керек.

Сурет 15.5. Көлемдік-дроссельді реттелімі бар гидрожетек схемасы: а – орнату; б – ламинарлық ағыс; в – турбуленттік ағыс; 1 – су құйылған резервуар; 2 – қосымша ыдыс; 3, 6 – крандар; 4- түтікше; 5 – құбыр. Ағыс режимінің критерийі ретінде Рейнолдьс Re саны пайдаланылады. Эксперимент нәтижелері дөңгелек құбырлардағы ламинарлық режимнің бұзылуы Re = 2300 тең болған кезде басталатындығын көрсетеді. Re мәнін Рейнольдстың критикалық саны деп атау қабылданған. Осылайша, Re = 2300 кезінде тұрақты ламинарлық ағыс болады. Ламинарлық ағыс бұзылғаннан кейін тұрақты турбуленттік ағыс болмайтындығын естен шығармаған жөн. Тұрақты (дамыған) турбуленттік ағыс Re = 4000 болған кезде орнығады. Рейнольдс санының 2000-4000 аралығындағы диапазонын кейде өтпелі облыс деп атайды, ол кезде не тұрақты ламинарлық, не дамыған турбуленттік ағыс болуы мүмкін емес.

Сондай-ақ сұйықтықтың құбырлардағы ағыс режимдеріне әсер ететін жанама факторлардың бар екендігін атап өту керек. Оларға ең алдымен құбырлар дірілін, жергілікті гидравликалық кедергілерді, шығын пульсациясын және т.б. жатқызуға болады. Олардың барлығы сұйықтық ағысының турбуленттік режимін түзуге септігін тигізеді. Қорытынды ретінде практикада ламинарлық ағыстар тұтқыр сұйықтық ағындарында, әсіресе аздаған өтпе қималары бар құбырларда (арналарда) жиірек кездесетіндігін атап өту керек. Ол Рейнольдс санын есептеуге арналған (4.5) формуланы талдаудан шығады, себебі Re тұтқырлық артқан және диаметр кішірейген сайын төмендейді. Мұндай ағындар минералды және синтетикалық майларды қолданатын көптеген машина жасаушы гидрожүйелерге тән. Турбуленттік ағыстар тұтқырлығы аз сұйықтықтардың ағындарында және өту қималары жоғары құбырларда кездеседі. Оларға гидравликалық жүйелердегі су немесе су негізді сұйықтықтарды, бензин, керосин, сондай-ақ әр түрлі газдарды айдауға арналған ағындар жатады. Жоғарыда сұйықтық ағыстарының ламинарлық және турбуленттік режимдері қарастырылды, олар гидравликалық жүйелерде олар қалыпты пайдаланылған кезде болады. Бірақ, тамшылы сұйықтықтың агрегаттық күйі өзгеруі жүретін ағыстар бар – олардың бөлігі газ тәріздес күйге өтеді. Ол көптеген жағдайларда ортаның тегістілігінің бұзылуына алып келеді, және, осының салдарынан, гидравликалық жүйелердің қалыпты жұмысында ақаулар пайда болады.

Сурет 15.6. Көлемдік-дроссельді реттелімі бар гидрожетек схемасы: а – орнату; б – ламинарлық ағыс; в – турбуленттік ағыс; 1 – су құйылған резервуар; 2 – қосымша ыдыс; 3, 6 – крандар; 4- түтікше; 5 – құбыр. Мұндай проблемалар жергілікті гидравликалық кедергілер мен гидромашиналарда туындауы мүмкін. Сұйықтықтың құбыр арқылы жергілікті ығысу мен қозғалуын қарастырайық (4.4 сурет). Тар қимада 2-2 сұйықтық жылдамдығы 2 жоғары болады және Бернулли теңдеуіне сәйкес (3.5 қосымша тарауды қараңыз), - p2 қысым төмендейді. p1 қысымның артуы 1-1 бастапқы қимада шығынның артуына алып келеді, ол 2 жылдамдығының одан әрі артуына алып келеді және p2 қысым одан бетер төмендейді. Осы ретте соңғы өлшем pн.п қаныққан булар қысымының мәніне дейін жете алады. Бұл жағдайда 2-2 қимада тамшылы сұйықтықтың газ тәріздес күйге қарқынды өтуі басталады, яғни бу-газды көпіршіктердің көп мөлшері түзіледі. Мұндай құбылысты тұрмыста қайнау, ал гидромеханикада кавитация деп атау қабылданған. Ол ағынның тегістілігінің бұзылуына және «ауа қақпақтарының» туындауына алып келеді.

Көпіршіктердегі булар мен газдардың келесі конденсациясы одан бетер залал келтіруі мүмкін. Осы құбылысты қарастырайық.

Сурет 15.7. Көлемдік-дроссельді реттелімі бар гидрожетек схемасы: а – орнату; б – ламинарлық ағыс; в – турбуленттік ағыс; 1 – су құйылған резервуар; 2 – қосымша ыдыс; 3, 6 – крандар; 4- түтікше; 5 – құбыр. 2-2 тар қимасында түзілген булар мен газдардың көпіршіктері сұйықтықпен бірге қозғалады (4.4 суреттің оң жағы) және барынша жоғары қысым аймағына өтеді. Қысымның артуы 2-2 қимадан 3-3 қимаға дейінгі телімде жүреді.

Барынша жоғары қысым аймағында бу конденсацияланады, яғни сұйық агрегаттық күйге өтеді, ал газдар сұйықтықта ериді. Конденсациялаушы көпіршік қуысы (бос кеңістік) сұйықтықпен өте жоғары жылдамдықта толығады – көпіршіктер «жұмылады». Бұл үдеріс жергілікті гидросоққылармен сүйемелденеді, яғни жекелеген нүктелерде қысым бұлқи түседі. Мұндай нүктелік бұлқулар қабырғаларда микросызаттар мен саңылаулардың туындауына алып келеді, ол олардың кавитациялық бұзылуына, одан кейін – барлық гидравликалық құрылғының істен шығуына алып келуі мүмкін. Кавитация кезінде жергілікті кедергілер коэффициенті күрт артатындығын атап өту керек. 4.5 суретте -ның түтікшеге арналған 2-2 тар қимадағы қысымға тәуелділігі көрсетілген, ол 4.4 суретте бейнеленген. Графика талдауы көрсеткендей, бұл кедергі коэффициентінің мәні p2 қысым өзгерісінің кең ауқымында тұрақты болып қалады, ал p2 pнп болған кезде, яғни кавитация кезінде, күрт артады. Ол келесімен түсіндіріледі: кавитация кезінде 2-2 қимада кез келген уақыт сәтінде көпіршіктердің бірнеше саны болады, сондықтан ағынның нақты өту қимасы кішірейеді. Кавитацияны сүйемелдейтін теріс құбылыстарға байланысты оның туындауына көптеген гидрожүйелерде жол берілмейді.

Сурет 15.8. Бақылайтын гидрожетектер: а – орнату; б – ламинарлық ағыс; в – турбуленттік ағыс; 1 – су құйылған резервуар; 2 – қосымша ыдыс; 3, 6 – крандар; 4- түтікше; 5 – құбыр. Ламинарлық режим кезінде сұйықтық араластырусыз жеке ағыстармен қозғалады, токтың барлық сызықтары ағын арнасының формасымен анықталады, және егер ол тұрақты қималы тік бұрышты болып табылса, ток сызықтары қабырғаларға параллель. Ламинарлық ағында көзге көрінетін құйын түзілістері жоқ, бірақ сұйықтық бөлшектерінің лезде айналу орталықтарының айналасында шексіз кішкентей (нүктелі) құйындар болады. Егер кранның 6 ашылу дәрежесін біртіндеп ұлғайтса, онда сұйықтықтың ағыс жылдамдығы өсе бастайды және оның қандай да бір мәнінде бояудың ламинарлық ағыншасы құбырда 5 бұзыла бастайды (4.3 сурет, в). Мұндай жылдамдықты критикалық деп атау қабылданған (vкр). Ағыншаның бұзылуы бояудың құйындалуымен және оның көршілес су қабаттарымен араласуымен сүйемелденеді. Егер сұйықтық шығынын ұлғайтуды жалғастырса, онда ағынша құбырдан 4 шыққан соң бірден бұзылады. Мұндай ағыс режимін турбулентті деп атайды. Ағыстың турбуленттік режимінде сұйықтық ағыншаларының (қабаттарының) қарқынды араласуы жүреді және ірі және кіші құйындар түзіледі. Сұйықтықтың жекелеген бөлшектері хаос түрінде қозғалады, және олардың ешбірі екіншісінің траекториясын қайталамайды. Олар бойлық бағытта да, көлденең бағытта да орын ауыстырады. Сондықтан, турбуленттік ағыс кезінде жылдамдық пен қысым пульстенуші сипатқа ие. Аталған ағыс режимдерінің әрбіреуі үшін өзінің ерекшеліктері мен заңдары (көбінесе айрықша) тән. Сондықтан, есептік жолмен әрбір нақты жағдайдағы ағыс режимін анықтай білу керек.

Гидромеханикадағы қолданбалы мәселелерді шешу кезінде физикалық үдерістерді модельдеу әдістері кең қолданылады. Бұл әдістердің мәні нақты гидравликалық жүйені есептеу кезінде бұрын басқа гидрожүйелерде осындай үдерістерді зерттеу (немесе эксперименталдық зерттеу) кезінде алынған заңдылықтар пайдалануы керек. Бұл жағдайда ендігі белгілі (ұқсас) шешімдерді пайдалану есебінен көптеген практикалық мәселелердің шешімі біршама жеңілдейді. Оған қоса, модельдеу әдістерінің көмегімен нақты құрылғының немесе құрылыстың жұмысын лабораториялық жағдайда біршама кіші өлшемде жасалған модельдерде зерттеу өткізуге болады. Бұл лабораториялық жағдайда зерттелетін нысанның кемшіліктерін анықтауға және оның құрылымына түзетулер енгізуге мүмкіндік береді. Лабораториялық модельдеу жаңа машиналар мен құрылыстарды әзірлеу кезінде қаражатты біршама үнемдеуге мүмкіндік береді. Модельдеу әдістерінің тиімділігі көп жағдайда ұқсас физикалық үдерісті (ұқсас модельді) таңдаудың дұрыстылығымен анықталады, яғни қандай құбылыстар және қандай жағдайларда ұқсас, қандайлары ұқсас емес екендігі туралы мәселені шешу. Екі үдерістің ұқсастық дәрежесін бағалау үшін гидромеханикада ұқсастық критерийлерін – теориялық түрде алынған, бірақ қолдану заңдылығы практика жүзінде дәлелденген өлшемдер (көбінесе өлшемсіз) пайдаланады. Аталған тарау осындай ұқсастық критерийлерін таңдауға және оларды әр түрлі практикалық мәселелерді шешу кезінде қолданудың мақсаттылығын талдауға арналады.

Гидравликада геометриялық ұқсастық дегеніміз сұйықтық қозғалатын арналардың ұқсастығы болып табылады, оның ішінде олардың көкжиекке қатысты орналасуы жатады. Сондықтан, екі ағынның геометриялық ұқсастығы екі арнаның өлшемдерін салыстыру арқылы біршама жеңіл тексерілуі мүмкін.

Кинематикалық ұқсастық дегеніміз ұқсас нүктелердегі жылдамдықтардың ұқсастығы, яғни бірінші ағындағы кез келген жылдамдықтың екінші ағындағы ұқсас жылдамдыққа қатынасы, ол жылдамдық масштабы деп аталады, ол тұрақты өлшем болуы тиіс: Ағындардың кинематикалық ұқсастығын бағалауға болатын критерийді (немесе белгіні) таңдау үшін екі геометриялық ұқсас ағынды қарастырайық (4.1 суретті қараңыз). Олар кинематикалық ұқсас болсын. Онда І ағынның 1-1 қимасында жылдамдықтардың таралу эпюрасы ІІ ағындағы 1-1 қимадағы жылдамдықтардың таралуын қайталайды. Шынында, бұл эпюралар тек өлшемі бойынша ғана өзгешеленеді, себебі І ағындағы кез келген жылдамдық ІІ ағындағыға қарағанда есе үлкен, яғни 1-1 екі ағындағы қималардың жылдамдық таралу заңдары бірдей. Дәл осы 2-2 қималары үшін де әділ болады, олар 4.1 суретте бейнеленген, және осы ағындардағы кез келген басқа қималар үшін әділ болады.

Сур. 16.1. Ортадан тепкіш сорғының схемасы Осылайша, екі геометриялық ұқсас ағындардың кинематикалық ұқсастық белгісі ұқсас қималарда жылдамдықтың таралуының бірдей заңдары бола алады. Динамикалық ұқсастық ұқсас нүктелерде әрекет ететін күштердің (өлшем мен бағыт бойынша) ұқсастығын білдіреді, яғни І ағындағы кез келген күштің ІІ ағындағы ұқсас күшке қатынасы, ол күш масштабы деп аталады және тұрақты болуы керек: Нақты сұйықтықтар ағындарында әр түрлі күштер әрекет етеді: қысым, үйкеліс, ауырлық және т.б. Барлық осы күштерді ұқсас нүктелерде салыстыру екі ағын үшін біршама күрделі мәселе болып табылады. сондықтан, динамикалық ұқсастықты бағалауды берілген ағында салыстыру күші ретінде қолданылатын күштердің бірімен әр түрлі күштерді салыстыра отырып жүргізеді. Мұндай күш ретінде инерция күшін алады. Динамикалық ұқсастықты бағалау кезінде қандай да бір нақты күштің -ке қатынасын табады. Егер екі ағын үшін алынған қатынастар бірдей болса, ағындар динамикалық ұқсас болып есептеледі. Мұндай қатынастарды ұқсастық критерийлері (немесе сандары) деп атайды. Гидромеханикада қолданылатын ұқсастық критерийлері өте көп. Олардың ішіндегі барынша жалпысы Ньютон саны Ne болып табылады. Ол жиынтық белсенді күштің қатынасының инерция күшіне пропорционал: Алайда, бұл критерий кеңінен қолданылмайды, бірінші кезекте оны есептеу өте күрделі. Практикада ұқсастықтың жеке критерийлерін қолданады. Олар Ньютон критерийі сияқты қағидамен есептеледі, бірақ (4.1) түріндегі формулаға Fжиынтық күшті емес, жеке күшті қояды, ол берілген ағында барынша маңызды (басым) орынға ие және ағысты анықтайды. Мұндай күштер ретінде қысым, ауырлық күші және т.б. пайдаланылуы мүмкін. бірақ, практика көрсеткендей, нақты сұйықтықтың күштік ағындары үшін барынша маңыздысы Fтр үйкеліс күші болып табылады. Бұл күштер қолданылатын критерий Рейнольдс Rе саны деп аталады. Бұл өлшемсіз параметрді инерция күшінің Fин үйкеліс күшіне Fтр қатынасы ретіндеанықтау қабылданған: Осылайша, Рейнольдс саны Ньютон санының жекелеген жағдайы болып табылады, бірақ оны есептеген кезде кері қатынасты қолдану қабылданған (4.2). Қарастырылғаннан екі күштік ағын динамикалық ұқсас деген қорытынды жасауға болады, бұл ретте олардың ұқсас қималарындағы Рейнольдс сандары бірдей болуы тиіс. Осылайша, жеке ұқсастықтарды талдаудан күштік ағындардың толық гидродинамикалық ұқсастығын қамтамасыз ету үшін төмендегілер қажет екендігі шығады:

Практика көрсеткендей, күштік ағындардың қималарындағы жылдамдықтардың таралу заңдары Рейнольдс санының мәнімен анықталады. Сондықтан, жоғарыда аталғанның барлығы Рейнольдс заңын қалыптастыруға мүмкіндік береді: екі геометриялық ұқсас күштік ағынның толық гидродинамикалық ұқсастығын қамтамасыз ету үшін осы ағындардың ұқсас қималарының кез келген жұбы үшін есептелген Рейнольдс санының теңдігі қажет.

Рейнольдс Re критерийі немесе саны машина жасау гидрожүйелері үшін практикалық есептеулердің үлкен мәніне ие. Рейнольдс санының физикалық мәнін анықтау үшін келесі тәжірибе қолданылуы мүмкін. Сұйықтық ағынына қозғалыс бағытына перпендикуляр түрде шексіз аз қалыңдықты пластинаны саламыз (4.2 а сурет). Осы

пластинаға ағынның әсер ететін күшін Fин -ге пропорционал деп есептейміз. Кейін осы пластинаны осы ағынға, бірақ қозғалыс бағытына параллель түрде орнатамыз (4.2 б сурет). Бұл жағдайда пластинаға ағынның әсер ететін күшін Fтр -ге пропроционал деп есептейміз. Осы күштерді (4.2) формулаға қойып, Рейнольдс Re санына пропорционал өлшемді аламыз. Практикалық есептеулерде Rе қолдану үшін оны есептеуге арналған формуланы алайық. Ағын қозғалмайтын кедергіге әсер етуі мүмкінnFин инерция күшін сұйықтық тығыздығының , шартты ауданның S және жылдамдық квадратының 2 туындысына пропорционал екендігін ескеру керек: (4.3) және (4.4) тәуелділіктерін (4.2) формулаға қоюарқылыжәне пропорционалдық таңбасының орнына теңдік таңбасын қойып, математикалық түрлендірулерден кейін Рейнольдс санын есептеу қабылданған формуланы аламыз. Алынған формуланы дөңгелек құбырлар арқылы қозғалатын сұйықтық ағындары үшін қолданған кезде жылдамдық ретіндеқимадағыорташа жылдамдықты, ал l шартты өлшем ретінде құбырдың ішкі d диаметрін алады. Онда:

Сур. 16.2. Ортадан тепкіш сорғының схемасы Дөңгелек емес қималы күштік ағындар үшін гидравликалық диаметр Dr ұғымын енгізеді. Ол мән ретінде ағын қимасының S ауданының осы қиманың П периметріне қатынасын алады, ол төрт есе үлкейтілген, яғни Dr = 4S / П . (4.5) формулада геометриялық d диаметрінің орнына гидравликалық Dr диаметр қолданылады, яғни Дөңгелек қима үшін геометриялық d диаметрімен гидравликалық Dr диаметрі сай келетіндігін атап өту керек.

Сур. 16.3. Ортадан тепкіш сорғының схемасы Соқтығысатын сақиналары бар қосылыстарға арналған арматура түрлері мен өлшемдері МЕМСТ 15763 – 75, МЕМСТ 23358 – 78 және т.б. келтірілді. Құбыр желілерінің фланецті қосылыстары (14.1 д сурет) диаметрі 40 мм жоғары болат құбырларына арналып қосылады, осы ретте төмен қысымдар үшін фланец 9 құбырмен 1 бұрама көмегімен, ал жоғарылар үшін дәнекерлеу арқылы байланысады.

Фланецтерді нығыздау негізінен жұмсақ металл төсемелердің 10 (жез немесе алюминий) немесе резиналы сақиналардың көмегімен жүргізіледі. Осы қосылыстың фланецтері мен арматурасының түрлері МЕМСТ 12815-80 көрсетілген. Икемді құбыр желілері машиналардың қозғалмалы бөліктерінде орналасқан гидрожетектердің элементтерін қосуға пайдаланады. Осы ретте гидрожетек элементтерінің бір-біріне қатысты қозғалуы мүмкін. Икемді құбыр желісі ретінде негізінен резиналық тоқымалы шлангты қолданады, олар жоғары қысымды түтіктер (ЖҚТ) деп аталады. Түтіктердің ішкі резиналы қабаты бар, одан кейін мақта-мата қабаты, металл орама мен сыртқы резина қабаты бар, олар түтіктерді бұзылудан сақтайды.

Түтіктер (МЕМСТ 6286-73) келесідей болады: бір орамамен, 20 МПа (І тип) қысымға дейін есептелген; қосарланған орамамен, 30 МПа (ІІ тип) қысымға дейін есептелген; үштік орамамен, жоғары қысымдарға есептелген (ІІІ тип). Шағын қысымдар үшін де металл орамасы жоқ түтіктер қолданылады.

немесе

Икемді түтіктердің гидрожүйенің басқа элементтерімен жалғасуы қосушы арматура көмегімен жүреді. Машина жасауда арматурада құбыр желілерінің икемді өңдеу тәілдері 14.2 суретте көрсетілген. 14.2 а суретте шлангтың бейіндік саптамаға оралу көмегімен қысылу тәсілі көрсетілген.

Жұмыс сұйықтығының әрекет бағыты бойынша барлық гидроцилиндрлер екі топқа бөлінеді: бір жақты және екі жақты әрекетті. Біржақты әрекетті гидроцилиндрдің жұмыс органына сұйықтық бір жағынан ғана қысым көрсетуі мүмкін, 12.10, а, г, д. сур. сызбаларда тәрізді. Бұл цилиндрлерде поршеннің бір жағына қозғалысы қуысқа әкелінетін сұйықтық есебінен қамтамасыз етіледі, ал кері ауыстыру — басқа тәсілмен - серіппе есебінен (12.10, а суретті қараңыз) немесе поршеннің тік қозғалысы кезіндегі жүктің салмағы есебінен (12.10 д суретті қараңыз).

Екі жақты әрекетті гидроцилиндрдың жұмыс органын ауыстыру жұмыс сұйықтығы есебінен қамтамасыз етіледі (сур. 12.10, б, в). Осындай гидроцилиндрларда сұйықтық сол жақ қуысына да, сондай-ақ оңға да шығарылады.

Гидроцилиндрлердің толық Пө ең алдымен, механикалық Пө- пен анықталады, ол көптеген конструкцияларда 0,85...0,95 құрайды. Гидравликалық шығындар цилиндрлерде көбіне болмайды және гидравликалық Пө ƞг = 1.

Нақты сұйықтықтар ағындарын эксперименталдық зерттеу оларда жүретін үдерістер ағыстың сипатына (түріне) тікелей тәуелді екендігін көрсетеді. Гидравликада ағыстың екі қағидаттық әр түрлі түрін ажыратады: ламинар және турбулентті. Гидроцилиндрлер, сондай-ақ жұмыс органы конструкциясы бойынша да бөлінеді. Поршень немесе плунжер түріндегі жұмыс органы бар гидроцилиндрлер ең көп таралған, әрі поршеньді гидроцилиндрлер бір жақты (12.10, а, б суретті қараңыз) штокпен де немесе екі жақты штокпен (12.10, в суретті қараңыз) де орындалуы мүмкін, ал плунжерлі гидроцилиндрлер тек біржақты әрекетті және біржақты штокты (12.10, г суретті қараңыз) болуы мүмкін.

Шығу тобы сипаты бойынша гидроцилиндрлер бөлінеді: бір сатылы және телескопиялық (көп сатылы). Бір сатылы гидроцилиндрлер 12.10, а — г. суретте көрсетілген.

Телескопиялықгидроцилиндрлербір-бірінебірнешесалынған поршеньді білдіреді.

Мысал ретінде, 12.10, д суретінде екі сатылы телескопиялық гидроцилиндр схемасы көрсетілген. Мұндай гидроцилиндре поршеньдері дәйекті бірінен соң бірі шығады.

Осы ағыстардың сипатын зерттеу үшін 4.3 а суретте келтірілген қондырғы пайдаланылады. Ол су резервуарынан 1 тұрады, ол арқылы сұйықтық мөлдір материалдан жасалған құбыр 5 арқылы ағып шығады. Құбырдың ұшында сұйықтық шығынын өзгертуге арналған кран 6 орналасқан. Оған қоса, су резервуарында 1 бояу ерітіндісі бар қосымша ыдыс 2 монтаждалған, ол түтікше 4 арқылы құбырдағы 5 су ағынының ортасына қарай әкелінуі мүмкін. Бояу шығыны кранмен 3 реттеледі.

Кран 6 аздап ашық болған кезде құбырда 5 су ағысының төмен жылдамдығы қамтамасыз етіледі. Егер осы жағдайда кран 3 да ашық болса, су ағынында қозғалып тұрған бояу ағыншасын көруге болады (сур. 4.3 б). Ағыстың жылдамдығы аз болған кезде, ол негізгі ағынмен араласпайды. Ол судың көршілес ағыншалары да «өздігінен» қозғалатындығын, және бір бірімен араласпайтындығын білдіреді. Мұндай ағыс режимі ламинарлық деп аталады.

Ламинарлық режим кезінде сұйықтық араластырусыз жеке ағыстармен қозғалады, токтың барлық сызықтары ағын арнасының формасымен анықталады, және егер ол тұрақты қималы тік бұрышты болып табылса, ток сызықтары қабырғаларға параллель. Ламинарлық ағында көзге көрінетін құйын түзілістері жоқ, бірақ сұйықтық бөлшектерінің лезде айналу орталықтарының айналасында шексіз кішкентей (нүктелі) құйындар болады.

Сурет 16.4. Теориялық және нақты сорғы сипаттамалары: а – орнату; б – ламинарлық ағыс; в – турбуленттік ағыс; 1 – су құйылған резервуар; 2 – қосымша ыдыс; 3, 6 – крандар; 4- түтікше; 5 – құбыр. Егер кранның 6 ашылу дәрежесін біртіндеп ұлғайтса, онда сұйықтықтың ағыс жылдамдығы өсе бастайды және оның қандай да бір мәнінде бояудың ламинарлық ағыншасы құбырда 5 бұзыла бастайды (4.3 сурет, в). Мұндай жылдамдықты критикалық деп атау қабылданған (vкр). Ағыншаның бұзылуы бояудың құйындалуымен және оның көршілес су қабаттарымен араласуымен сүйемелденеді. Егер сұйықтық шығынын ұлғайтуды жалғастырса, онда ағынша құбырдан 4 шыққан соң бірден бұзылады. Мұндай ағыс режимін турбулентті деп атау қабылданған.

Ағыстың турбуленттік режимінде сұйықтық ағыншаларының (қабаттарының) қарқынды араласуы жүреді және ірі және кіші құйындар түзіледі. Сұйықтықтың жекелеген бөлшектері хаос түрінде қозғалады, және олардың ешбірі екіншісінің траекториясын қайталамайды. Олар бойлық бағытта да, көлденең бағытта да орын ауыстырады. Сондықтан, турбуленттік ағыс кезінде жылдамдық пен қысым пульстенуші сипатқа ие.

Аталған ағыс режимдерінің әрбіреуі үшін өзінің ерекшеліктері мен заңдары (көбінесе айрықша) тән. Сондықтан, есептік жолмен әрбір нақты жағдайдағы ағыс режимін анықтай білу керек.

Ағыс режимінің критерийі ретінде Рейнолдьс Re саны пайдаланылады. Эксперимент нәтижелері дөңгелек құбырлардағы ламинарлық режимнің бұзылуы Re = 2300 тең болған кезде басталатындығын көрсетеді. Re мәнін Рейнольдстың критикалық саны деп атау қабылданған. Осылайша, Re < 2300 кезінде тұрақты ламинарлық ағыс болады.

16.5. Насос сиппатамасы Ламинарлық ағыс бұзылғаннан кейін тұрақты турбуленттік ағыс болмайтындығын естен шығармаған жөн. Тұрақты (дамыған) турбуленттік ағыс Re>4000 болған кезде орнығады. Рейнольдс санының 2000-4000 аралығындағы диапазонын кейде өтпелі облыс деп атайды, ол кезде не тұрақты ламинарлық, не дамыған турбуленттік ағыс болуы мүмкін емес. Сондай-ақ сұйықтықтың құбырлардағы ағыс режимдеріне әсер ететін жанама факторлардың бар екендігін атап өту керек. Оларға ең алдымен құбырлар дірілін, жергілікті гидравликалық кедергілерді, шығын пульсациясын және т.б. жатқызуға болады. Олардың барлығы сұйықтық ағысының турбуленттік режимін түзуге септігін тигізеді. Қорытынды ретінде практикада ламинарлық ағыстар тұтқыр сұйықтық ағындарында, әсіресе аздаған өтпе қималары бар құбырларда (арналарда) жиірек кездесетіндігін атап өту керек. Ол Рейнольдс санын есептеуге арналған (4.5) формуланы талдаудан шығады, себебі Re тұтқырлық артқан және диаметр кішірейген сайын төмендейді. Мұндай ағындар минералды және синтетикалық майларды қолданатын көптеген машина жасаушы гидрожүйелерге тән. Турбуленттік ағыстар тұтқырлығы аз сұйықтықтардың ағындарында және өту қималары жоғары құбырларда кездеседі. Оларға гидравликалық жүйелердегі су немесе су негізді сұйықтықтарды, бензин, керосин, сондай-ақ әр түрлі газдарды айдауға арналған ағындар жатады.

Жоғарыда сұйықтық ағыстарының ламинарлық және турбуленттік режимдері қарастырылды, олар гидравликалық жүйелерде олар қалыпты пайдаланылған кезде болады. Бірақ, тамшылы сұйықтықтың агрегаттық күйі өзгеруі жүретін ағыстар бар – олардың бөлігі газ тәріздес күйге өтеді. Ол көптеген жағдайларда ортаның тегістілігінің бұзылуына алып келеді, және, осының салдарынан, гидравликалық жүйелердің қалыпты жұмысында ақаулар пайда болады. Мұндай проблемалар жергілікті гидравликалық кедергілер мен гидромашиналарда туындауы мүмкін. Сұйықтықтың құбыр арқылы жергілікті ығысумен қозғалуын қарастырайық (4.4 сурет). Тар қимада 2-2 сұйықтық жылдамдығы 2 жоғары болады және Бернулли теңдеуіне сәйкес (3.5 қосымша тарауды қараңыз), - p2 қысым төмендейді. p1 қысымның артуы 1-1 бастапқы қимада шығынның артуына алып келеді, ол 2 жылдамдығының одан әрі артуына алып келеді және p2 қысым одан бетер төмендейді. Осы ретте соңғы өлшем pн.п қаныққан булар қысымының мәніне дейін жете алады.

Бұл жағдайда 2-2 қимада тамшылы сұйықтықтың газ тәріздес күйге қарқынды өтуі басталады, яғни бу-газды көпіршіктердің көп мөлшері түзіледі. Мұндай құбылысты тұрмыста қайнау, ал гидромеханикада кавитация деп атау қабылданған. Ол ағынның тегістілігінің бұзылуына және «ауа қақпақтарының» туындауына алып келеді.

Көпіршіктердегі булар мен газдардың келесі конденсациясы одан бетер залал келтіруі мүмкін. Осы құбылысты қарастырайық. 2-2 тар қимасында түзілген булар мен газдардың көпіршіктері сұйықтықпен бірге қозғалады (4.4 суреттің оң жағы) және барынша жоғары қысым аймағына өтеді. Қысымның артуы 2-2 қимадан 3-3 қимаға дейінгі телімде жүреді.

Барынша жоғары қысым аймағында бу конденсацияланады, яғни сұйық агрегаттық күйге өтеді, ал газдар сұйықтықта ериді. Конденсациялаушы көпіршік қуысы (бос кеңістік) сұйықтықпен өте жоғары жылдамдықта толығады – көпіршіктер «жұмылады». Бұл үдеріс жергілікті гидросоққылармен сүйемелденеді, яғни жекелеген нүктелерде қысым бұлқи түседі.

Мұндай нүктелік бұлқулар қабырғаларда микросызаттар мен саңылаулардың туындауына алып келеді, ол олардың кавитациялық бұзылуына, одан кейін – барлық гидравликалық құрылғының істен шығуына алып келуі мүмкін.

Кавитация кезінде жергілікті кедергілер коэффициенті күрт артатындығын атап өту керек. 4.5 суретте -ның түтікшеге арналған 2-2 тар қимадағы қысымға тәуелділігі көрсетілген, ол 4.4 суретте бейнеленген. Графика талдауы көрсеткендей, бұл кедергі коэффициентінің мәні қысым өзгерісінің кең ауқымында тұрақты болып қалады, ал болған кезде, яғни кавитация кезінде, күрт артады. Ол келесімен түсіндіріледі: кавитация кезінде 2-2 қимада кез келген уақыт сәтінде көпіршіктердің бірнеше саны болады, сондықтан ағынның нақты өту қимасы кішірейеді.

Кавитацияны сүйемелдейтін теріс құбылыстарға байланысты оның туындауына көптеген гидрожүйелерде жол берілмейді. Турбуленттік ағыс кезінде кедергі заңдарын қарастыру үшін құбырларда Re өзгеріс диапазонын (4000 және одан жоғары) үш ерекше салаға бөлген дұрыс. Бірінші ерекше салада, сұйықтық ағысының жылдамдықтары салыстырмалы аз болған кезде (Рейнольдс саны да аз), тұтқыр қосалқы қабат қабырғаның бұлдырлығын толығымен жасырады, сондықтан бұлдырлық қозғалыс кедергісіне практикалық әсер етпейді. Бұл сала гидравликалық тегіс құбырлар саласы деген атау алады.

Сұйықтық қозғалысының жылдамдықтары артқан кезде (Re саны да артады) тұтқыр қосалқы қабаттың қалыңдығы жұқара бастайды және екінші ерекше салада ол арқылы бұлдыр қабырғаның бұлдыршақтары өтеді, сондықтан бұлдырлық сұйықтық қозғалысының кедергісіне әсер ете бастайды. Үшінші ерекше салада сұйықтық ағысының жоғары жылдамдықтары кезінде (Re мәні де жоғары) ағын кедергісіне анықтаушы әсерді қабырғалардың бұлдырлығы береді. Белгіленген ерекше салаларды бөлетін шекаралар айқын көрінетін сипатқа ие еместігін және тек Рейнольдс санына ғана емес, сондай-ақ қабырғалардың бұлдырлық дәрежесіне де тәуелді екендігін атап өту қажет. Турбуленттік ағыс кезінде құбырларда өтетін үрдістерді талдағаннан кейін, барлық аталған құбылыстарды есептік тәуелділіктерде ескерудің күрделілігі айқын болады. Шынында, турбуленттік ағыстар үшін қазіргі уақытта жеткілікті қатаң және нақты теория жоқ. Сондықтан, олардың есептеу негізінде Дарси формуласы жатыр және әр түрлі эксперименталдық мәліметтер бар, олар үйкеліске су күшінің жоғалтулар коэффициентінің мәнін анықтауға мүмкіндік береді.

Осы эксперименталдық мәліметтер әр түрлі анықтамалықтарда кестелер, графиктер және эмпирикалық формулалар түрінде беріледі.

Альтшул формуласы әмбебап болып табылады және турбуленттік ағыстың үш ерекше саласының кез келгеніне қолданылуы мүмкін. Бірақ гидравликалық тегіс құбырлар саласы үшін Блазиус формуласын қолданған дұрыс:

мәнін анықтау тәсілдерін сипаттағаннан кейін, турбуленттік ағыс кезінде су күші жоғалтуларының шығынға тәуелділігін қарастыру керек.

Алдында аталғандай, ламинарлық ағыс кезінде күшті жоғалту шығынға пропорционал түрде артады. Бұл тәуелділік 5.3 г суретте көрсетілген (0А тік сызығы). өтпелі салада (5.3 г суреттегі АВ) ағыстың ламинарлықтан турбуленттіге өту жүреді және кедергінің әлдебір секірісі байқалады. Әрі қарай турбуленттік ағыс кезінде жоғалтулардың барынша күрт артуы байқалады, олардың шығынға тәуелділік дәрежесі квадраттыға жақындай түседі. Осылайша, турбуленттік ағыстың барлық диапазонында гидравликалық күш жоғалтуларының шығынға тәуелділік қисығы квадратты парабола немесе оған жақын болады.

Жергілікті кедергілерге құбырлардың қысқа телімдерін жатқызады (арналар), оларда көлемі мен бағыты бойынша сұйықтық қозғалысының жылдамдықтарының өзгеруі жүреді.

Қарапайым жергілікті кедергілерді, шартты түрде, ағын қимасындағы өзгерістерден (кеңею, сығылу) туындаған кедергілер және сұйықтық қозғалысы бағытының өзгеруімен байланысты кедергілер деп бөлуге болады. Бірақ жергілікті кедергілердің көпшілігі аталған жағдайлардың комбинациясы болып табылады, себебі ағынның бұрылысы оның қимасының өзгеруіне алып келуі мүмкін, ал ағынның кеңеюі (сығылуы) – сұйықтықтың тік сызықты қозғалысынан ауытқуға алып келеді (5.1 б суретті қараңыз). Оған қоса, әр түрлі гидравликалық арматура (крандар, вентильдер, клапандар және т.б.) қарапайым жергілікті кедергілердің комбинациясы болып табылады. Жергілікті кедергілерге сондай-ақ сұйықтық ағындарын бөлумен және біріктірумен байланысты құбыр желілерінің телімдерін жатқызады.

Жергілікті гидравликалық кедергілер турбуленттік сұйықтық ағыстары бар гидрожүйелердің жұмысына елеулі әсер ететіндігін естен шығармау керек. Ламинарлық ағындары бар гидрожүйелерде көптеген жағдайларда бұл күштік жоғалтулар құбырлардағы үйкеліс жоғалтуларымен салыстырғанда кішірек. Берілген тараудың аясында турбуленттік ағыс режимі кезіндегі жергілікті гидравликалық кедергілер қарастырылады.

Жергілікті кедергілердің сантүрлілігіне қарамастан, олардың көпшілігінде қозғалыс жылдамдықтарының өзгерісі құйындардың туындауына алып келеді, олар өз айналымы үшін сұйықтық ағынының энергиясын қолданады (5.1 б суреттен қараңыз). Осылайша, көптеген жергілікті кедергілердің көпшілігінде күштің гидравликалық жоғалтуларының негізгі себебі құйын түзілісі болып табылады. Практика көрсеткендей, бұл жоғалтулар сұйықтық жылдамдығының квадратына пропорционал, және оларды анықтау үшін Вейсбах формуласы пайдаланылады (3.15). Алайда, турбуленттік сұйықтық ағындары бар машина жасау гидрожүйелерінде ішінде ламинарлық ағыстар бар жергілікті кедергілер кездесуі мүмкін. Мұндай кедергілердегі жоғалтулар бірінші дәрежедегі жылдамдыққа (және шығынға) пропорционал, яғни сызықтық сипатқа ие. Олар 5.5 тарауда қарастырылады.

Вейсбах формуласы бойынша күш жоғалтуларын есептеу кезінде  жергілікті кедергінің өлшемсіз коэффициентін анықтау өте қиын екенін айту керек. Жергілікті гидравликалық кедергілерде жүретін үрдістердің күрделілігінен теория жүзінде мәнін табу тек жекелеген жағдайларда мүмкін болады, сондықтан бұл коэффициент мәндерінің көпшілігі эксперименталдық зерттеулердің нәтижесінде алынады. Турбуленттік ағыс режиміндегі барынша кең таралған жергілікті кедергілерге арналған  коэффициентін анықтау тәсілдерін қарастырайық. Ағынды кенеттен кеңейту үшін (5.4 а сурет), р коэффициентіне арналған теориялық түрде алынған формула бар, ол кеңеюге дейінгі аудан S1 мен одан кейінгі ауданның S2 қатынасымен тікелей анықталады: Сұйықтық құбырдан бакқа ағатын, яғни ағынның құбырдағы қимасының ауданы бактағы осындай ауданнан S2 біршама кіші болған кездегі жекелеген жағдайды атап өту керек. Сонда (5.9) формуладан шығады.р 1 екендігі Ағынды кенеттен сығу үшін (5.4 б сурет), теория жүзінде ұқсас формула алу мүмкін емес. Сондықтан, кенеттен сығылу кезіндегі күштің жоғалу коэффициентінc анықтау үшін И.Е.Идельчик ұсынған эмпирикалық формула пайдаланылады, ол да кеңеюге дейінгі аудан S1  ауданның S2 қатынасын ескереді: мен одан кейінгі Ағынды кенеттен сығу үшін де сұйықтық құбыр бойымен бактан шығатын жекелеген жағдайды атап өту қажет, яғни құбырдағы ағын қимасының ауданы S2 бактағы осындай ауданнан S1 біршама кіші болады. Сонда, (5.10) формуладан c 0,5 екендігі шығады. Гидравликалық жүйелерде ағынның біртіндеп кеңеюі (5.4 в сурет) және ағынның біртіндеп сығылуы (5.4 г сурет) өте жиі кездеседі. Кеңейетін арнаны гидравликада диффузор, ал сығылатынды – конфузор деп атау қабылданған. Егер конфузор 1`-1` және 2`-2` қималарында біртіндеп өту арқылы орындалса, оны сопло деп атайтындығын атап өту керек. Бұл жергілікті гидравликалық кедергілер жеткілікті үлкен ұзындықтарға l болуы мүмкін (әсіресе кіші бұрыштары кезінде). Сондықтан, ағын геометриясының өзгеруінен туындаған құйын түзілісі әсерінен жоғалтулардан басқа, бұл жергілікті кедергілерде ұзындық бойынша үйкеліс жоғалтулары да ескеріледі. Біртіндеп кеңею п.р және біртіндеп сығылу п.с коэффициенттерінің мәндерін (5.9) және (5.10) формулаларынатүзету коэффициенттерін енгізу арқылы табады: п.р kpр және п.c kc c .

Сур. 16.8. Жиклер схемасы k p және kc түзету коэффициенттері бірліктен кіші сандық мәндерге ие, олар бұрышына, сондай-ақ қималар мен 1`-1` және 2`-2` өтулерінің үйлесімділігіне тәуелді болады. Олардың мәндері анықтамалықтарда келтірілген.

Барынша кең таралған жергілікті кедергілерге ағындардың бұрылыстары да жатады. Олар құбырдың кенет бұрылысымен (5.4 д сурет) және біртіндеп бұрылысымен (5.4 е сурет) болуы мүмкін. Құбырдың кенеттен бұрылысы (немесе бүкпесі) елеулі құйын түзілістерін туындатады (5.4 д суретті қараңыз) және сондықтан күштің біршама жоғалуына алып келеді. Бүкпе кедергісінің коэффициенті к бірінші кезекте бұрылыс бұрышымен анықталады және анықтамалықтан таңдалуы мүмкін. Құбырдың біртіндеп бұрылуы (немесе тармақ) құйын түзілісін біршама төмендетеді, сәйкесінше, күш те азаяды. Берілген кедергіге арналғанот коэффициенті бұрылыс бұрышына ғана емес, сондай-ақ салыстырмалы бұрыш радиусына R/d да тәуелді болады (5.4 е суретті қараңыз). коэффициентін анықтау үшін әр түрлі эмпирикалық тәуелділіктер бар, олар анықтамалықтарда келтірілген. Гидравликалық жүйелерде кездесетін басқа жергілікті кедергілердің жоғалту коэффициенттері де анықтамалық бойынша анықталуы мүмкін. Бір құбырға орнатылған екі не одан көп гидравликалық кедергілер егер олардың арасындағы қашықтық 40d (d – құбыр диаметрі) өзара әсер етуі мүмкін. Алдыңғытараудажергілікті гидравликалықкедергілер қарастырылған болатын, олардың күштік жоғалтулары жылдамдық немесе шығын квадратына пропорционал болады. Жоғалтулар тәуелділігінің квадраттық сипаты – ең көп таралғандығын, бірақ жергілікті кедергі үшін жекелеген жағдай екендігін ескерген дұрыс.

Машина жасау гидрожүйелерінде

Сур. 16.9. Ағыншалы сорғы схемасы ішінде ламинарлық ағыстары бар жергілікті кедергілер кездеседі. Мұндай кедергілердегі күштік жоғалтулар жылдамдыққа (немесе шығынға) бірінші дәрежеде пропорционал келеді, яғни сызықтық сипатқа ие. Оған қоса, сұйықтықтың ламинарлық ағысы кезінде құбырлардағы жергілікті кедергілердің коэффициенттері әрдайым тұрақты болып тұрмайды. Көрсетілген кедергілер жоғалтуларының квадратталған тәуелділіктері бар кедергілерге қарағанда біршама сирек кездеседі, және белгілі бір мәні болмайды, бірақ жекелеген гидрожүйелерді есептеу кезінде оларды ескеру қажет.

Мысал ретінде жиклерді қарастырамыз (сур. 5.5.), оның арнасында ламинарлық ағыс жүреді. Жиклердегі күштік жоғалтулар арнадағы үйкеліс жоғалтуларынан және осы арнадан шығу кезіндегі ағынның кенеттен кеңеюінен жинақталады. Бұл ретте көрсетілген жоғалтулардың бірінші түрі бірінші дәрежедегі жылдамдыққа (себебі арнада ламинарлық ағыс), ал екіншісі – жылдамдық квадратына (құйын түзу жоғалтуларына) пропорционал болады. Егер жоғалтулардың екі түрін де назарға алатын болсақ, жиклер кедергісінің коэффициентіне арналған формула келесі түрге ие болады: Бұл кез келген жергілікті кедергінің коэффициентіне арналған жалпы өрнек болып табылады. Бірінші қосынды (5.11) сызықтық жоғалтуларды, екіншісі – квадраттық жоғалтуларды ескереді. Бірінш және екінші қосындының арасындағы қатынас әрбір нақты кедергінің геометриялық өлшемдеріне тәуелді болады. (5.11) тәуелділікті пайдалану гидравликалық жүйелерді есептеу кезінде ауқымды күрделенулерге алып келеді. Алайда практика көрсеткендей, жергілікті кедергілердің көп бөлігінде жоғалтулардың бір түрі екіншісінен біршама артық болады, сондықтан нақты есептеулерді жүргізу кезінде (5.11) формула қосындыларының бірін түсіріп тастайды. Егер квадратталған жоғалтулар сызықтықтан асып түссе, онда (5.11)-де бірінші қосындыны алып тастайды және сонда B const тең болады. Мұндай кедергілер 5.4 тарауда егжей-тегжейлі қарастырылған. Егер квадратталған жоғалтулар сызықтық жоғалтулардан біршама аз болса, онда екінші қосындыны алып тастайды және сонда болады. A / Re var тең Алайда мұндай тәуелділікті практика жүзінде пайдалану әрдайым ыңғайлы емес. Сондықтан кедергісінің сызықтық заңы бар жергілікті кедергілер үшін (немесе сызықтыққа жуық заңмен) эквиваленттік ұзындық әдісін жиі қолданады. Бұл әдістің мәні жергілікті кедергі үшін эквиваленттік ұзындық және шартты диаметр (немесе қиманың шартты ауданы) берілетіндігіне негізделеді. Бұл ретте олардың мәндері шартты құбыр желісіндегі күштік жоғалтулар берілген гидравликалық кедергілердегі жоғалтуларға тең болатындай етіп таңдалады. Онда осы жергілікті кедергідегі жоғалтуларды анықтауды құбыр желісіне арналған есептік тәуелділіктер бойынша жүргізеді. Мұндай кедегілерге көптеген сүзгілер, сондай-ақ сызықтық дроссельдер (13.2 тарауда қарастырылады) және кейбір жиклерлер жатады.

11.1 тарауда гидроберіліс - сұйықтық ағымымен механикалық энергияны беруге арналған құрылғы деп атап көрсетілген. Гидроберілістің құрамына сорғы, гидравликалық қозғалтқыш және жұмыс сұйықтылығымен біріктеретін құбыр желілері кіреді. Динамикалық гидромашиналар пайдаланатын гидроберілістер гидродинамикалық деп аталады. Гидродинамикалық берілістерде қалақты сорғыларды және гидравликалық қозғалтқыш ретінде - қалақты турбиналарды қолданады. Көрсетілген машиналарды шегіне жеткенше жақындастырып, жалпы корпуста өзіктес ораналастырады, оларда ортақ корпус болғандықтан, кейін сорғыны сорғылық дөңгелек, ал турбинаны - турбиналық дөңгелек деп атаймыз. Мұндай құрылымда құбыр желілері болмайды, сондықтан сорғылық дөңгелектегі сұйықтық бірден турбиналық дөңгелекке түседі, ал турбиналықтан - қайта сорғылық дөңгелекке түседі. Машина жасауда қолданылатын гидродинамикалық берілістер гидравликалық жалғастырғыштарға (гидрожалғастырғыштар) және гидравликалық трансформаторларға (гидротрансформаторлар) бөлінеді.

Екі өзектес орналастырылған сорғылық және турбиналық қалақты дөңгелектер, сонымен қатар корпус, мойынтіректер және басқа да бөлшектер гидравликалық жалғастырғыштың негізгі элементтері болып табылады. 17.1 суретінде гидрожалғастырғыштың ықтимал құрылымдарының сызбасы берілген. Гидрожалғастырғыштың біліктік қимасында (17.1, а суретін қараңыз) Н сорғылық дөңгелек, Т турбиналық дөңгелек және К гидрожалғастырғыштың корпусы көрсетілген. Жалғастырғыштардың көпшілігінде қалақты дөңгелектер тор тәріздес қуыстың жартысындай болатын тегіс радиалды орналасқан қалақшалары бар бірдей құрылымды болады (17.1, в суретін қараңыз). Н сорғылық дөңгелек Юх бұрыштық жылдамдықпен двигательмен айналымға келтіріледі. Н сорғылық дөңгелегінің қалақша арасындағы сұйықтығы онымен бірге айналады да, ортадан тепкіш күштермен айналу білігінен дөңгелектің шеткі аймағына серпіледі (17.1, б суретінде 1к нүктесінен 2 нүктеге). Сұйықтықтың бөлшектері сорғылық дөңгелекпен бірге айналым қозғалысына қатыса отырып, кинетикалық энергияға және осы дөңгелектің қозғалыс бағытының жылдамдығына ие болады. Әрі қарай 2 нүктенің айналасында (17.1, а суретін қараңыз) сұйықтық Н сорғылық дөңгелегінен Т турбиналық дөңгелекке ауысады. Т турбиналық дөңгелектің қалақшааралық кеңістігінде сұйықтық бөлшектері оның қалақтарына әсер етіп, Ю2 бұрыштық жылдамдықпен айналуға мәжбүр етеді. Сұйықтықтың бөлшектері турбиналық дөңгелекте айнала отырып, сорғылық дөңгелектен алынған кинетикалық энергияны береді.

17.1. Сурет. Гидрожалғастырғыштың конструктивті сызбасы: а — біліктік қимасы; б — қалақты жүйенің ұңғысы; в — сорғылық дөңгелек (қимасында); Н — сорғылық дөңгелек; Т — турбиналық дөңгелек; К — корпус Бұл ретте дөңгелектің шекті аймағынан оның айналу білігіне аусады (17.1, а суреті 2 нүктеден 1 нүктеге дейін). 1 нүктенің айналасында сұйықтық Т турбиналық дөңгелектен Н сорғылық дөңгелекке өтеді. Әрі қарай жұмыс процесі қайталанады, яғни сұйықтық Q шығынымен тұйық түйіс бойынша қалақшааралық кеңістікте айналып жүреді. Жұмыс процесінде суреттелген сұйықтықтың бөлшектерінде қозғалыстың күрделі кеңістіктік траеториясы болады, оны түсіндіру үшін 17.1, б суретінде гидрожалғастырғыш дөңгелегінің шартты ұңғысы көрсетілген. Бұл ұңғыда сұйықтықтың бір бөлшегінің қозғалыс траекториясы көрсетілген. Бұл бөлшек сорғылық дөңгелектің тегіс қалақшасы бойымен 1- ші нүктеден 2-ші нүктеге дейін ауысады. Ол2-ші нүктеде v2 абсолютті жылдамдығымен сорғылық дөңгелектен «үзіліп», v2 осындай жылдамдықпен турбиналық дөңгелектің қалақшасының 2' нүктесіне «соғылады». Одан әрі сұйықтықтың бөлшегі турбиналық дөңгелектің қалақшасының бойымен 2' нүктесінен V нүктесіне дейін қозғалады және vі абсолютті жылдамдығымен V нүктесінен турбиналық дөңгелектен кетеді. 1- ші нүктеде бұл бөлшек осындай v1 абсолютті жылдамдықпен сорғылық дөңгелектің қалақшааралық кеңістігіне түседі. Әрі қарай жұмыс процесі қайталанады. 17.1. тарауда гидрожалғастырғыш берілетін моментті өзгертпейді, яғни сорғылық М1 және турбиналық дөңгелектердегі М2 айналмалы моменттер әрдайым бірдей болады. Расында да, кедергі моментін есепке ала отырып, гидрожалғастырғышқа сырттан қосылған моменттер қосындысы нөлге тең болатынын жазып алуға болады:

М1 - М2 - Мк = 0.

Кедергі моменті Мк гидрожалғастырғыш желілерінің үйкелісінен тартылған. Оған айналып тұрған дөңгелектердің ауаға үйкелесуі аса үлкен әсер етеді (бірқатар конструкцияларда корпус та айналмалы болып табылады). Пайдалануға беру режимдерінің бірқатарында Мк аз болғандықтан, оны елемеуге де болады. Онда

бұл сорғылық және турбиналық дөңгелектердегі моменттердің дәлдігін дәлелдейді. Гидрожалғастырғыштың беретін моменті сорғылық ю1 және турбиналық ©2 дөңгелектердің бұрыштық қозғалысының қатынасына байланысты өзгеріп тұрады. 17.2 суретінде гидрожалғастырғыштың беру қатынасына байланысты берілетін моменттің М екі нұсқасы (І және ІІ) берілген.

і — ©2 / ©и(17.2)

17.2. сурет Гидрожалғастырғыштың сипаттамасы 17.2 суретіндегі M — f(і) кестелерді талдау барысында і аз болғанда берілетін моменттер едәуір болады, мұнда M—f(і) тәуелділігі максимум болуы мүмкін (17.2 суреттегі ІІ сызықты қараңыз) не болмаса болмауы мүмкін (І сызық). Үлкен беріліс қатынастары і кезінде М берілетін момент азаяды, ал і ^ 1 кезінде кенеттен нөлге түседі. ©1 = const кезінде M = = f(і) келтірілген тәуелділік халықаралық гидрожалғастырғыш деп аталады. M=f(і) басқагидрожалғастырғыштың сипаттамасына оның Пө-нің беріліс қатынасына тәуелділігі де кәреді, яғни n = f(і). Пө-ті турбиналық дөңгелектің шығыс қуаттылығының N2 сорғылық дөңгелектің кіріс қуатылығына N1 қатынасынан табамыз. Тәуелділіктерді (17.1) және (17.2) есепке ала отырып мына аламыз

Осылайша, кедергі моментін Мк елемей, гидрожалғастырғыштың Пө оның беру қатынасына тең деп есептеуге болады. Тәуелділік n = f(і) 17.2 суретінде көрсетілген.

(17.3) формуласы кедергі моменті Мк аз болғанда және осыған орай оны елемеуге болатын жағдайда алынды. Беріліс қатынасы і өзгерісінің кең диапазоны үшін мұндай жорамал әділ (17.2 суретіндегі 0Е учаскесі n = f(і) байланысты). Бірақ ол і ^ 1 кезінде тиімсіз, себебі үлкен і тұсында беріліс моменті күрт құлайды (17.2 суретін қараңыз) және і = ^ кезінде ол кедергі моментімен Мк өлшемдестікте болады. Бұл жағдайда тәуелділік (17.3) бұрыс болады, ал гидрожалғастырғыштың Пө-і кедергі моментіне Мк байланысты П = f(і) кестесінде EF учаскесі күрт құлайды (17.2 суретін қараңыз). Гидрожалғастырғыштың максималды Пө режимін (17.2 суретінде Е нүктесі - 95...98 %) есептік деп санайды. Бұл режимге сәйкес келетін кедергі моментін Мк және беріліс қатынасын ^ да есептік деп санаймыз. Гидродинамикалық берілістер жұмысын талдау барысында бұрын қарастырылған параметрлерден басқа, сырғанау деген атқа ие болған өлшемі жоқ кинематикалық параметр де қолданылады. Ол сорғылық және турбиналық дөңгелектердің бұрыштық жылдамдықтарының біріншісінің жылдамдығының айырмасымен анықталады:

Бұл параметр сорғылық және турбиналық дөңгелектердің айналу жиілігінің айтарлықтай айырмасы болғанда пайдалануға берілген гидрожалғастырғыштың жұмысын талдауда кеңінен қолданылады.

Гидравликалық трансформатордың негізгі элементтері үш ортақ біліктес орналасқан сорғылық, турбиналық және реактивті (реактор) дөңгелектер, сонымен қатар корпус, мойынтіректер және басқа да қосалқы бөлшектер болып табылады. Гидротрансформатордың біліктік қимасында (17.3, а суреті) сорғылық дөңгелек Н, турбиналық дөңгелек Т, реактивті дөңгелек (реактор) Р және гидротрансформаторлың корпусы К, сондай-ақ еркін жүрісті жалғастырғыш М көрсетілген, оның міндеті кейін қаралатын болады. Гидротрансформатор дөңгелектерінің гидрожалғастырғыш дөңгелектерінен негізі құрылымдық ерекшелігі оның қалақшаларының күрделі қисықсызықты пішіні болып табылады (17.3, б суреті). Сорғылық дөңгелек Н двигательдің айналмалы моменті Mі арқылы айналады. Сорғының қалақшааралық кеңістігіндегі сұйықтық ю1 бұрыштық жылдамдығымен айналады да, айналу өзегінен дөңгелектің шеткі аймағына - 1 нүктеден 2-ші нүктеге серпіледі (17.3, б суретін қараңыз). Бұл ретте сұйықтықтың әр бөлшегі кинетикалық энергияға және осы дөңгелектің қозғалыс бағытының жылдамдығына ие болады. 2 нүктенің айналасында сұйықтық ағыны сорғылық дөңгелегінен Н турбиналық дөңгелекке Т ауысады (17.3, а суретін қараңыз). Турбиналық дөңгелектің қалақшааралық кеңістігінде сұйықтық турбиналық дөңгелектің қалақшаларына әсер етеді де, оны ю2 бұрыштық жылдамдығымен айналымға әкеледі. Мұнда сұйықтық бөлшектері сорғылық дөңгелектен алған кинетикалық энергиясын бірте-бірте жоғалтады да, шеткі аймақтан айналу өзегіне қарай (2-ші нүктеден 3-ші нүктеге) қозғалады. 3 нүктенің айналасында сұйықтық ағыны турбиналық дөңгелектен Т реакторға Р ауысады (17.3, а суретін қараңыз). Кейін сұйықтық ағыны қозғалыссыз реактордың қалақшааралық кеңістігі арқылы 3-ші нүктеден 1-ші нүктеге өтеді де 1-ші нүктенің айналасында

Сур. 17.3. Гидротрансформатордың құрылымдық сызбасы: а - біліктік қимасы; б - қалақша жүйесінің ұңғысы; Н - сорғылық дөңгелек; Т - турбиналық дөңгелек; Р - реактивті дөңгелек (реактор); К - корпус; М - еркін жүрісті жалғастырғыш сорғылық дөңгелекке ауысады. Әрі қарай жұмыс үдерісі қайталанады, яғни сұйықтық дөңгелектердің қалақшааралық кеңістігінде Q шығынымен тұйықталған түйіс бойымен айналып жүреді. Реактор Р гидротрансформатордың айналмалы моментін өзгерту, яғни шығыс біліктің айналмалы моментінен М2 өзгеше кіріс моментін М3 алу үшін қызмет етеді. Гидротрансформатордағы жұмыс аса түбегейлі қарастыру үшін 17.3, б суретінде оның дөңгелектерінің шартты көрінісі келтірілген. Бұл сызбада сұйықтық бөлшектерінің оның жұмыс дөңгелектері арқылы қозғалысының траекториясы көрсетілген. Бұл бөлшек сорғылық дөңгелектің қисықсызықты қалақшасының бойымен 1-ші нүктеден 2-ші нүктеге ауысады. Ол 2-ші нүктеде сорғылық дөңгелектен «үзіліп», турбиналық дөңгелектің қалақшасының 2' нүктесіне «соғылады». Одан кейін сұйықтықтың бөлшегі турбиналық дөңгелектің қисықсызықты қалақшасының бойымен 2' нүктесінен 3 нүктеге ауысады, әрі қарай турбиналық дөңгелектен реакторға өтіп, реактордың қалақшасы бойымен 3' нүктеден 1' нүктеге түседі. V нүктесінде бөлшек реактордан кетіп 1 нүктеде сорғылық дөңгелектің қалақшасына түседі. Кейін жұмыс процесі қайталанады. Сорғылық дөңгелектегі айналым моментінің М1 - ден турбиналық дөңгелектегі М2 айналым моментінің өзгеруі реактор қалақшаларының ағынын қосымша бұрау есебінен, яғни жылдамдық векторын V3-тен V3-ке өзгеруінен жүзеге асырылады (17.3, б суретін қараңыз). Әр гидротрансформатордың v3 және v3 векторлары бірдей болғанда дербес жұмыс режимдерінің болатындығын атап өту қажет. Бұл дербес режимде моменттердің теңдігі Mj = М2 қамтамасыз етіледі. Бұдан ауытқығанда көрсетілген теңдік бұзылады, айта кететіні ол бір жаққа да (М3 > М2) басқа жаққа да (М3 < М2) бұзылуы мүмкін. Гидротрансформатордың сипаттамасына талдау жүргізу үшін оның қалыптасқан режимдегі жұмысын қарастырайық. Бұл режимде гидротрансформаторға сырттан қосылған моменттер қосындысы нөлге тең болуы тиіс:

М3 - М2 ± М3 - Mc = 0, мұнда М3 және М2- сорғылық және туриналыққ дөңгелектердегі біліктердің сәйкесінше айналмалы моменттері; М3 - корпус қабылдап тұрған айналмалы момент; Мс - мойынтіректердің және тығыздалулардың үйкелісінен туындаған кедергі моменті. Пайдалануға беру режимдерінің көпшілігінде кедергі моменті Мк белсенді моменттермен салыстырғанда аз болады, сондықтан олар еленбейді.

Сол кезде яғни, турбиналық дөңгелектің білігіндегі момент М2 сорғылық дөңгелектің білігіндегі моменттен М1 реакивтік моменттің М3 шамасынан көп не болмаса аз болуы мүмкін. (17.4) тәуелділігі кесте түрінде (17.4, а суреті) көрсетілген, мұнда сорғылық дөңгелектің тұрақты бұрыштыұ жылдамдығы ю1, тұрақты айналмалы моменті М1 және айнымалы беріліс қатынасы і = ю2/ю1. Кез келген ерікті таңдалған А1 нүктесінде момент М2 моменттерінің қосындысымен М1 және М3 анықталатынын айта кеткен жөн. і = і * кезінде М3 моменті реакторда нөлдік мағынаны қабылдайды және М1 = М2 болады. Гидротрансформатордың жұмыс процесін қарау барысында айналым моментінің өзгермеуі кезінде жұмыс істеу мүмкіндігі айтылған болатын. Осылайша v3 = v1 болғанда болады (17.3, б суретін қараңыз). Гидротрансформатордың мұндай дербес жұмысын гидрожалғастырғыш режимі деп атайды. Кез келген ерікті таңдалған А1 нүктесінде і > і * болғанда момент М2 моменттердің айырмасымен анықталады (17.4, а суретін қараңыз). Әр түрлі гидротранс-форматорлардың қасиетін салыстырмалы талдау кезінде өлшемі жоқ параметрлер қолданылады. Оның ішінде, моменттердің өзгерісін талдау үшін трансформация коэффициентін енгізді

к = М2/ М1.(17.5) 17.4, б суретінде к== f(і) кестелік тәуелділік көрсетілген. Ол түгелдей дерлік 17.4,а суретіндегі M2 = f(і) қисықпен бірдей, себебі соңғысы M1 = const үшін құрастырылған болатын. Гидротрансформатор жұмысының тиімділігінің маңызды сипаттамасы оның Пө-і болып табылады. Гидротрансформатордың мақсаты мен құрылымына байланысты трансформациялану коэффициентінің максималды шамасы kmax 2-ден 8-ге дейін ауытқуы мүмкін. Оны бағадаудың математикалық формуласын турбиналық N2 және сорғылық N1 дөңгелектердегі қуаттылық қатынасынан аламыз. (17.2) және (17.5) есепке ала отырып

яғни, гидротрансформатордың ПӘК-і транформация коэффициенті к мен беріліс қатынасының і көбейтіндісіне тең. 17.4, б суретінде n = f (і) кестелік тәуелдігі көрсетілген. Ол В нүктесінде максимумды қисық және 0 мен D нүктелерінде нөлдік шамада. 0 нүктеде Пө нөлдік мағынаға ие болады, себебі бұл нүктеде і = 0. Онда (17.6) сәйкес n = 0. D нүктесінде Пө нөлдік мағынаға ие болады, себеі бұл нүктеде к = 0 сәйкесінше n = 0. 17.4, бсуретінде келтірілген кесте гидротрансформатордың сипаттамасы деп аталатынын айта кету керек. Гидротрансформаторлардың қолданылуы жеткіліксіз жоғары Пө- терімен шектеледі. Олардың максималды шамасы 0,80... 0,93 құрайды (17.4, б суретіндегі В нүктесі), бірақ осы режимнен ауытқыған кезде айтарлықтай құлайды. Бұл құлау беріліс қатынасының жоғарғы мағынасының тұсында қолайсыз, яғни і ^ 1 болғанда ( 17.4, б суретіндегі D нүктесінің айналасы). і ^ 1 болғанда гидротрансформатордың Пө-ін гидро-жалғастырғыш режимінен, яғни і = і * бастап айтарлықтай жоғарлатуға болады. Осы режимге дейін (і < і* болғанда) реактордағы айналмалы момент М3 оң мағынада, ал одан кейін (і > і* болғанда) теріс мағынада болады. Тиісінше, і = і* болғанда реактордағы айналмалы момент белгісін, яғни әрекетінің бағытын өзгертеді. Бұл жағдайды келесідей қолданады. Гидротрансформатордың құрылымына еркін жүрістегі жалғастырғышты М (17.3, а суретін қараңыз) енгізеді. Реактордағы айналмалы моменттің оң мағынасында ол реактивті дөңгелектің қозғалыссыздығын (стопорит) қамтамасыз етеді. Реакторда момент бағыты өзгерген кезде (бұл момент озба жалғастырғышқа М да әсер етеді) ол сұйықтық ағынымен бірге еркін қозғала бастаған реакторды босатады. Осы кезде гидротрансформатор гидрожалғастырушыға айналады, себебі бұл жағдайда онда қозғалыссыз рактивті дөңгелек болмайды. Гидротрансформатор мен гидрожалғастырғыштың қос қызметін атқаратын құрылғыны кешенді гидротрансформатор деп атайды. 0 < і < і* болғандағы кешенді гидротрансформатордың сипаттамасы қарапайым гидротрансформатордың сипаттамасына сәйкес келеді, яғни Пө-тің сызбалық тәуелділігі 0ВС сызығы болып табылады (17.4, б суретін қараңыз). і > і * болғанда кешенді гидротрансформатордың сипаттамасы гидрожалғастырғыштың сипаттамасына сәйкес келеді, CEF сызығы Пө-тің тәуелділігі болып табылады. Осылайша, кешенді гидротрансформатордың Пө-і 0 BCEF сызығы бойымен өзгереді жәнеқарапайым гидротрансформатормен салыстырғанда үлкен беріліс қатынастары тұсында аса жоғары мағынаға ие болады. Кешенді трансформатордың трансформация коэффициенті к оның гидрожалғастырғыш режиміне өту кезінде бірге тең болады. ПӘК-ті жоғарлату үшін гидро трансформатордың бұғаттауында қолданады. Бұл мақсатпен оның құрылымына

мәжбүрлі қосылғыы бар қосымша құрылғы қосады, ол белгілі бір режимде сорғылық және турбиналық дөңгелектердің біліктерін қосуға, яғни бір білікке біріктіруге мүмкіндік береді. Бұл жағдайда гидротрансформатордың Пө-і 0,95...0,98 болады.

Бұдан бұрын қарастырылған гидродинамикалық берілістердің сипаттамасын теориялық жолмен жеткілікті дәл алуға болмайды. Сондықтан, осындай берілісті механизмдер мен машиналарды жобалау барысында негізі қалақшалы гидромашиналардың ұқсастық теориясының ережелері болып табылатын әдістер кеңінен қолданылады. Олар берілген пайдалануға беру шарттарын қанағаттандыратын гидродинамикалық берілістердің негізгі геометриялық параметрлерін іріктеуге не болмаса анықтауға мүмкіндік береді. Бұл ретте жобалауда ұқсас жұмыс режимінде қарастырып отырған немесе ұқсас гидроберіліс үшін алынған эксперименттік мәліметтер бастапқы материал ретінде қарастырылады. 4.1 тарауда ұқсастық әдістерін қолдану үшін ұқсастық критерийін таңдау маңызды екені белгілі. Қалақшалы гидромашиналар үшін мұндай критерий ретінде геометриялық ұқсас қалақшалы дөңгелектердің шегіндегі жылдамдықтарының (кірісте және шығыста) ұқсас болған кезінде алынған жүрдектік коэффициентін (16.6 тарауды қараңыз) таңдайды. Гидродинамикалық берілістерді қарастыру барысында қалақшалы дөңгелектер жүйесімен (гидрожалғастырғышта олар екеу, гидротрансформаторда үштен кем емес) істес боламыз. Тиісінше, көрсетілген шарт дөңгелектердің жапсарлас жеріндегі жылдамдықтарының ұқсастығынан көрінуі тиіс (17.1 және 17.3 суреттеріндег 1, 2, 3 нүктелерін қараңыз). Мұндай ұқсастықтың сыртқы көрінісі беріліс қатынасы і болып табылады, себебі ол аса маңызды жылдамдықтар қатынасымен анықталады. Сондықтан геометриялық ұқсас гидродинамикалық берілістер үшін жұмыс режимдерінің ұқсастық критериі беріліс қатынасы болып табылады, яғни і басқа да пайдалануға беру параметрлерін анықтауы тиіс. Ұқсастық әдістерін қолдану барысында жобаланатын машина немесе механизм үшін гидроберілістің сапалық және сандық жақтарын бөліп таңдау ыңғайлы болады. Осылайша, гидроберілістің өлшемі жоқ сипаттамаларын талдау кезінде анықтамалық әдебиеттерде келтірілген көптеген нұсқалардың ішінен аса оңтайлы сипаттамасын таңдап алуға болады, ал сандық есептеулер бұл гидроберілістің конструктивтік және геометриялық параметрлерін анықтауға мүмкіндік береді. Гидродинамикалық берілістердің есептеу формулалары (16.2) гидрожалғастырғыштар мен гидротрансформаторлардың қалақшалы дөңгелектеріне жарамды теңдеудің негізінде алынуы мүмкін. Есептік тәуелділіктерді алу кезінде гидроберілістің геометриялық ұқсас қалақшалары үшін қандай да болмасын өлшем жұмыс бетінің аса үлкен диаметрі алынатын негізгі геометриялық өлшемге D пропорционалды болады. Сонымен қатар, дөңгелектің кез келген жылдамдығы оның айналу жиілігіне пропорционалды болады деп есептейміз. Онда (16.2)-дан

M = Xpa2D5, (17.7) шығады, мұнда Х - айналмалы моменттің өлшемі жоқ коэффициенті.Ол тұрақты шама болып табылмайды және гидроберілістің жұмыс режимі өзгергенде өзгеруі мүмкін. (17.7) формуласы айналмалы моментті гидроберілістің қалақшалы дөңгелегінің білігінде М оның бұрыштық жылдамдығымен ю және аса маңызды геометриялық параметрмен D байланыстырады. Сондықтан ол гидрожалғастырғыштар мен гидротрансформаторларды есептеу кезінде негізгі формула болып табылады. (17.7) формуласынан дөңгелек білігінің қуаттылығын есептейтін формула алынуы мүмкін:

N = Xpco3D5. (17.8) Жобаланатын машинада гидроберілісті қолданудың мақсаттылығын сапалы бағалау үшін 17.2 және 17.3 тарауларында (17.2 және 17.4 суреттерін қараңыз) қарастырылған өлшемі жоқ кестелі сипаттамаларды қолданады. Алайда, онда көрсетілген кейбір тәуелділіктер, оның ішінде моменттердің беріліс қатынастардан тәуелділігі өлшемі жоқ болып табылмайды. Сорғылық дөңгелектегі моменттің М1 беріліс қатынысынан і өлшемді тәуелділігі аса ыңғайсыз болып табылады. М1 = f(і) тәуелсіздігін өлшемі жоқ түрге келтіру мақсатқа сай болып табылады. Гидроберілістер сипаттамалары сорғылық дөңгелек айналымының тұрақты жиілігінен құралғандықтан оны жасау қиынға соқпайды. Осылайша (17.7) сәйкес берілген сорғылық дөңгелектің білігіндегі айналмалы момент М1 ~ Х^ момент коэффициентіне пропорционалды. Тиісінше, Х1 = f(і) тәуелділік кестесі сорғылық дөңгелектегі (гидроберілістің жетекші білігінде) момент өзгерісін анықтайтын өлшемі жоқ сипаттамасы болып табылады.

Көптеген жағдайларда Х коъффициентінде «1» индексін төмендетеді, яғни X = f(і) тәуелділігін қолданады. Гидрожалғастырғыш үшін мұның маңызы жоқ, себебі М1 = М2 = М және тиісінше X1 = X2 =X. Гидротрансформатордың жағдайында X = f(і) жетекші білікте моментті М1 анықтайтын тәуелділік болып табылады, ал жетекші білікте М2 моментін сипаттау үшін қосымша трансформация коэффициенті k = f(і) үшін тәуелділікке келтіреді [(17.5) формуласын қараңыз]. 17.5, а суретінде мысал ретінде екінші гидрожалғастырғыштың өлшемі жоқ сипаттамасы көрсетілген, мұнда олардың n = f(і) тәуелділігі бірдей, ал X = f(і) тәуелділігі әр түрлі (XІ және XІІ). Бірінші жалғастырғышта беріліс қатынасының і барлық диапазонында моменттің айтарлықтай ауыспалы коэффициенті болады. Бұл жалғастырғыштың і нөлдік мағынасы кезінде момент коэффициентінің максималды мағынасы XІmax (тиісінше, Мтах). Мұндай гидрожалғастырғыштар іштен жану двигательдарымен жұмыс кезінде қолданылады. Екінші жалғастырғыш беріліс қатынасы і өзгерісінің кең диапазонында момент коэффициентінің XІІ өзгеруі аз болады, бірақ і ^ 1 кезінде оның мағынасы күрт төмендейді. Бұл гидрожалғастырғышта момент коэффициенті XІІ (тиісінше, М) і Ф 0 болғанда максимумға XІІmax жетеді. Мұндай гидрожалғастырғыштар көптеген жағдайларда асинхрондалған электрдвигательдарымен жұмыс кезінде қолданылады. Машиналар мен механизмдерді жобалау барысында шамадан тыс коэффициенті 5 жалғастырғыштарда маңызды параметрлердің бірі болып табылады. Ол максималды моменттің Мтах немесе момент коэффициентінің Xmax есептеу режимінде ұқсас шамаға қатынасымен анықталады (Мр немес Xp). Есептеу режимі ретінде Пө-тің максималды режимі алынады, яғни і = іp (17.5, а суретін қараңыз). Демек, шамадан тыс коэффициент есептелетін Мр салыстырғанда гидрожалғастырғыш бере алатын жетек қозғалтқысының білік жүктемесіндегі моменттің қаншалықты көптігін көрсетеді. Осылайша, 5 гидрожалғастырғыштың двигательге қамтамасыз ететін қорғаныс дәрежесін анықтайды. Заманауи гидрожалғастырғыштардың көпшілігінің шамадан тыс коэффициенті 5 = 2...6. 17.5,б суретінде екі гидротрансформатордың өлшемі жоқ сипаттамасы көрсетілген, мұнда n = f(і) және k = f(і) тәуелділіктері бірдей, ал X = f(і) - әр түрлі (XІ және XІІ). Екі гидротрансформатор да кешенді болып табылады, яғни і = і * болғанда гидрожалғастырғыш режиміне ауысады (тұтас сызықтарды қараңыз). Алайда, мұндай гидротрансформаторлар кешенді емес те болуы мүмкін. Онда олардың 17.5, б суретінегі сипаттамалары і > і* болған кезде тұтас сызықтарға емес штрих сызықтарына сәйкес келеді. Бұл гидротрансформаторлардың бір-бірінен маңызды айырмашылығы беріліс қатынасы өзгергенде момент коэффициентінің Х өзгеру сипаты болып табылады. Бұдан бұрын аталғандай, Х коэффициенті сорғылық дөңгелектің М1 білігіндегі айналмалы моментке пропорционалды. 17.3 тарауда гидротрансформатордың сипаттамасын қарастыру барысында бұл момент тұрақты деп қабылданған. Дегенмен, шынайы жағдайда юх = const, ю2 және М2 ауыспалы болғанда көптеген гидротрансформаторларда X тұрақты мағынасын қамтамасыз ету мүмкін емес. Беріліс қатынасынан і Х өзгеруі гидротрансформатор-дың мөлдірлігін сипаттайды. Сорғылық дөңгелектегі М1 моменті (тиісінше Х) М2 моментіне және турбиналық дөңгелектің бұрыштық жылдамдығына ю2 тәуелді емес (немесе шамалы тәуелді) болғанда гидротрансформаторлар мөлдір емес деп аталады. Мөлдір емес гидротрансфортордың сипаттамасы 17.4, а суретте берілген. Мұндай гидротрансформатор жетекші біліктен двигательге түсетін жүктемені жеткізе алмайды. Мысалы, мөлдір емес гидротрансформаторды автомобильде қолданса, бұл автомобильдің двигателі жолдың жай-күйіне қарамастан орнатылған режимде жұмыс жасай береді. Осындай гидротрансформаторы бар двигатель «жолды сезбейді». Момент коэффициентінің құламалы тәуелділігі бар гидротрансформаторлар [17.5, б суретіндегі XІ = f(і) қисығын қараңыз] мөлдір деп аталады. Осындай гидротрансформаторларда жетекші біліктегі жүктеме двигательге түседі. Мысалы, автомобильдегі мөлдір гидротрансформаторда қозғалыс кедергісін жоғарлатқанда і төмендейді, бұл XІ коэффициентінің өсуіне (17.5, б суретін қараңыз), яғни двигатель білігіндегі моменттің өсуіне әкеледі. Двигатель үлкен жүктемелі режимге өтеді де «жолды сезе бастайды». X = f(і) өзгерісі неғұрлым көп болса, двигательге жүктеме аса көп деңгейде беріледі. Гидротрансформатордың мөлдірлігі момент коэффициентінің Х қатынасына X*-ге (і = 0) тең мөлдірлік коэффициентімен П сипатталады, (гидрожалғастырғыш режимінде): П = ХА* (17.5, б суретіне қараңыз). Гидротрансформаторлар кері мөлдірлікті де болады. Мұндай гидротрансформатордағы жетекші біліктегі жүктеменің артуы двигательге жүктеменің азаюына әкеледі. Кері мөлдірлікті гидротрансформатордың сипаттамасы да XІІ = f(і) 17.5, б суретінде көрсетілген. Бұл сипаттамада і < 0,3 болған жағдайда Xіі коэффициентінің, тиісінше моменттің де төмендеуі байқалады. Гидротрансформаторлары бар машиналарды жобалау кезінде есептеу режимін таңдау маңызды болып табылады. Бұл ретте таңдау аса қолданылатын жұмыс режимдерінде жоғары Пө қамтамасыз ету мақатына орай жасалады, сондықтан да ол жобаланатын гидроберілістің пайдалануға беру шарттарымен анықталады. 17.5, б суретіндегі n = f(і) сипаттамасының талдауында жоғары Пө В и Е нүктелерінің аралығында. Бұл учаскедегі кез келген нүкте есептік ретінде қолданыла алады. Бірақ, есептік режим ретінде гидрожалғастырғыштың режимі аса жиі қолданылады (17.5, б суретіндегі С нүктесі). Машиналарды жобалауда гидродинамикалық берілістердің ұқсастығын негізге ала отырып, келесі әдісті ұсынуға болады. Бірінші кезеңде өлшемі жоқ сипаттамаларды талдай отырып, гидроберілістің аса оңтайлы нұсқасы іріктеледі. Жобаланатын машинаның пайдалануға беру шарттарына орай есептеу режимі таңдалады. Таңдалған есептік режим үшін (17.7) немесе (17.8) формулаларын қолдана отырып, гидроберілістің негізгі геометриялық параметрі - жұмыс дөңгелектерінің диаметрі D анықталады. Одан кейін (D белгілі және сипаттамасының өлшемі жоқ болғанда) бар гидроберіліс таңдалады немесе қалақшалы гидромашиналардың ұқсастық формуласы қолданыла отырып (16.6 тарауды қараңыз), жобаланатын гидроберілістің параметрлері есептеледі. Соңғы кезеңде двигатель мен гидроберілістің ортақ жұмысынан жобаланатын машинаның сипаттамасын алады, алынған нәтижелерді талдайды және қажет болған жағдайда бұрын жасалған есептерге түзетулер енгізеді.

Сумен жабдықтау жүйелері ғимарттар мен құрылыстарға, ішкі су жетегіне су жеткізу үшін қызмет жасайды. Ішкі су жетегі, әсіресе судың берілуі үшін қызмет жасайды. Ол кіріс құрылғысынан, әртүрлі тиекті және реттегіш арматурасынан және бақылау құралдарынан тұрады. Оның тағайындауына байланысты сорғы қондырғылар, су қысымды бактар және басқа да жақын орналасқан басқа құралдарынан тұруы мүмкін. Ғимаратта бірыңғай құбыр желісі тәрізді шаруашылық-ішетін, өндірістік және басқа мақсаттар үшін бөлек құбырлары болуы мүмкін. Сыртқы желісімен біріктіру әдісі бойынша ішкі құбыр желілерін айналма және тура ағындысына бөлуге болады. Айналма құбыр желілерін (18.1, а сурет) негізінде судың қайтадан қолданатын мақсатымен қолданылады. Осындай құбыр желілерін біріктіру кемінде екі гидрожолдардан тұрады, олардың біреуі суды жеткізуге , ал екіншісі судың алып кетуге қызмет жасайды.

18.1 сурет. Құбыр желілеріні схемалары а – циркуляциялық; б – тік дәлдікті түпкілікті; в – тік дәлдікті сақиналы; г – тік дәлдікті қосарланған Тура ағынды құбыр желісі сумен жабдықтау жүйелерінде негізгі болып саналады. Оларды өз кезегінде тұйыққа тірелген, айналма және қосарлыға бөліп тастауға болады. Техникада «құбыр желісі» терминінің орнына жиі «желісі» термині қолдананылады. Атап шыққани көбінесе қарапайым және таралу арқылы тығырыққа тірелген болып саналады (18.1 сурет, б). Олар пайдаланушыларға судың келуі үшін бір кіруінен және ішкі құбыр желісінен тұрады. Айналма су жүргізетін желілерде (18.1 сурет, в) судың ішкі қүбыр шегінде тұйықталған контуры бойынша айналып жүруге мүмкіндігі болады. Айналма желілері әдеттегідей екіден кем емес кіруге ие болады. Сақиналық желілері әдеттегідей екі кірістен емеске ие болады. Осындай пайдаланушылардың қосылысы мықты мықты жабдықтаумен қамтамасыз етіледі. Екі есе желілері (18.1 сурет, г) қатарлас жұмыс жасайтын екі тұйық тораптарын ұсынады. Осы жағдайда пайдаланушылардың қамтамасыз етілуі ең үлкен сенімділікке ие. Көптеген ішкі құбыр желілері суды сыртқы көздерінен жұмсайды. Бірақ ішкі сорғы қондырғыларымен сумен жабдықтау жүйелері пайда болады. Осындай сорғы қондырғыларын сыртқы су тартатын желісінде қысымның тұрақты немесе мерзімді, ал сонымен тағы сыртқы су таратқыш желісінің жоқ кезінде қолданады. Қолданатын қондырғыларын кезекпен жұмыс жасайтын сорғылар немесе үнемі жасайтын сорғыларына бөлуге болады, осында сорғылар бірлескен су қысымды немесе пнемвоқысымды бактарымен жұмыс жасайды. Осындай қондырғыларда ортадан тепкіш сорғыларын қолданады. Үнемі қызмет жасайтын сорғылармен қондырғылары үнемшіл емес, себебі жұмыс тәртіптердің қатарында қажеттісі немесе қысыммен салыстырғанда олар артық қондырғыларын қамтамасыз етеді. Мерзімді қосылатын сорғыларымен қондырғылары көбінесе үнемді, бірақ олар үшін өз кезегінде қосуын және ажаратуын қамтамасыз ететін басқару жүйесі қажет. Су айдауыш немесе пневмоқысымды бактармен бірге жұмыс істейтін сорғы қондырғылар үнемді және күрделі автоматты жүйелерін талап етпейді, бірақ габариттері бойынша ерекшелінеді. Су айдауыш бактармен қондырғысында гидрожүйесіндегі қажетті қысымын қамтамасыз ететін сорғысын биіктікке орналастырады. Сорғы бакқа суды ұлғайтады, ол осы жерден, қажеттіліктеріне қарай, пайдаланушыларға жұмсалады. Осыған ұқсас пневматикалық бакпен қондырғысы жұмыс жасайды, яғни сорғы пайдаланушылармен жұмсалатын бактан сұйықтығымен толтырылады. өзімен герметикалық сыйымдылығын ұсынатын бак толтыруында ауа судың үстінгі бетінде қысылады және қысылған ауаның әрекетімен су пайдаланушыларға жіберіледі. Осындай жүйелерде ауаның қысымын жасау үшін бакта сығымдағыштар қолданылуы мүмкін. Сумен жабдықтау жүйелерінің жобалауында бастапқы деректері қажетті шығыны мен қажетті қысымы болып саналады. Тұрмыстық пайдаланушылар үшін 0,2 МПа кем емес және су жылытқыш аспаптар (бағаналар) үшін 0,4 МПа кем мес қысымның қамтамасыз етуі ұсынылады. Сумен жабдықтау жүйелерінде 1; 1,6 және 2,5 Мпа қысымыға рұқсат етілген 10 мм бастап және жоғары диаметрмен болат құбырлары көптеген қолдануына ие болды. Сонымен тағы 50 мм және жоғары диаметрмен шойын және талшықтасцемент құбырларын қолданады, біріншілері 1 МПа қысымға, ал екіншілері - 0,6 МПа дейін рұқсат етеді. Кейбір жағдайларда пластмассалық құбырларын қолданады. Болатты құбырлардың біріктіруінде ернемектік, бұрандалы және дәнекерленген қосылыстарын қолданады. Ернемектік қосындыларын жоғары құбырлардың диаметрлерінде қолданады (50 мм және жоғары). Құбырлардың шеттеріне арнайы ернемектерін ерітіп жабыстырады, кейін екі құбырлардың ернемектер арасында нығыздағыш сақиналарын бекітеді, ал ернемектерді бұрандамаларымен тұтастырады. Бұрандалы қосылысын 65 мм дейін диаметрмен құбырлар үшін қолданады. Бұл үшін арнайы бұрандалы жалғастырып тұратын элементтерін қолданады: жалғастырғыштар - бір сызықта орналасқан қосындылар үшін; 90° бұрышпен орналасқан екі құбырлар үшін бұрыштықтар; бір-біріне біркелкі шамасындағы құбыр жйүесінің бөлімдері - 90° бұрышпен бір жазықтықта орналасқан үш құбырлар үшін; крестер – бір жазықтықта және басқалар крест түріндегі орналасқан төрт құбырлар үшін. Дәнекерленген қосылыстар кез келген диаметрлі болатты құбырлар үшін қолдануы мүмкін. Су тартқыштарда әртүрлі ілмекті-реттеуші арматурасын қолданады. Оған алғашқы ретте тығын крандарын, шұраларын, ал сонымен тағы сақтандыратын, редукциялық және кері қақпақшаларын жатқызады. Тығын кран өтетін конструктивтік сызбасы 18.2, а суретте екі жұмыс жағдайда көрсетілген. Кран 1 тұрқысынан және 3 төрт жақты бастиегімен 2 айналдыратын тығындарынан тұрады. 2 тығыны сұйықтықтың перпендикулярлық орналасуының бағытындағы жабық орналасуына 4 тесігі ие болады. Егер тығынды 90° бұрышқа 3 бастиекті бұрап тастаса ол жаңа орынды алады және 4 тесігі құбырлың тесігімен бір- біріне келеді яғни кран ашылады. Сонымен тағы көбінесе күрделі тығын крандарын қолданады. Шұраның конструктивтік сызбасы 18.2, б суретте көрсетілген. Оның негізгі элементімен 1 тұрқысында жүрісті бұрандыында орнатылған 6 айналдырғысы болып саналады. 6 айналдырғысы 5 сермермен айналуымен тура келеді, ал оның шетінде 8 нығыздағыш төсеммен 7 қақпақшасы нығайтылған. Суретте көрсетілген 7 қақпақшасының орналасуында су үшін өткелі жабық. Егер 5 сермерді бірнеше айналымдарға бұрап жіберсе, сонымен тағы білік бірдей айналады, 8 төсеммен 7 қақпақшасы көтеріледі және өтетін тесікті ашады. Көрсетілген тілмен сұйықтықтың бағыттауында тек қана шұрасында жұмыс жасауын белгілеу қажет.

18.2 сурет. Су құбырларының арматурасы: а – қақпақты кран; б – вентиль; в – жылжытпа; 1 – корпус; 2 – бұрылу қақпағы; 3 – бастиек; 4 – өткізу саңылау; 5 – маховик; 6 – шпиндель; 7 – клапан; 8 – төсеме; 9 – жылжытпа; 10 – қақпақ; 11 – бортық.

Су тартатын желісінің бөлек учаскелерінде қысымды азайту қажет болса, осы учаскелер алдында ортадағы калибрлік тесігінде (тұрақты судың шығынында) немесе редукциялық қақпақшаларында (ауыспалы шығындарында) табақшалы диафрагмаларын орнатады. Қазіргі құбыр желілерінде су шығынын бақылау үшін қанатты және турбиналық есептеуіштерінінің көптеген қолдануын тапты. Осындай құрылғының негізгі элементі ретінде радиалды қалақтарымен немесе турбиналық түріндегі дөңгелегі қарастырылады. Дөңгелектің қалағындағы ағынына байланысты айналу жиілігі жылдамдыққа және су шығынына пропоционалды түріне әсер етеді. Дөңгелек айналымдарының саны механикалық немесе электрондық есептегішпен тіркеледі.

Құрал байланысында және өңдеген үстінгі беттің аумағындағы металл кесетін білдіктерінде бөлшектердің өңдеуінде температураның тіптен елеулі жоғарылауына әкеле алатын үйкеліс пайда болады. Бұдан бөлек, жоңқа немесе металлдың бөлек бөлшектерлерінің түрінде ал кейде кесетін құралының тозуының өнімдері елеулі орын алады. Белгіленген құбылыстардың негативті салдарын азайту үшін өңдеу аумағына майлап суыту-сұйықтығының (МСС) беруі үйкелістің азаюына, өңделген үстінгі беттің жылудың бұрып жіберуінен және кесетін құралынан ал сонымен тағы кесу қалдықтарының кетіруіне (шайылуына) үйкеліс азайтуын қамтамасыз етуге мүмкіндік береді. Қазіргі майлау суыту сұйықтары су негіздерімен қоспаларына, эмульсияларына және көмірсутекті құрамына топтастырылады.

Негізгі компоненттерінен бөлек қазіргі майлап суыту сұйықтарының құрамына қасиеттерін жақсартатын әртүрлі қосымдары кіреді. Сонымен тағы, өрт және жарылу қауіпсіздігі, улағыштық бойынша осы сұйықтарға, ал сонымен тағы құрамдас компоненттерге жоғары талаптары қойылуы керек. Гидрожүйелер үшін барлық майлап суыту сұйықтарын екі топқа бөлген абзал. Бірінші топқа су негізінде әртүрлі қоспаларын (синтетикалық сұйықтарын) және «судағы май» эмульсияларын жатқызуға болады. Екінші топқа майлап суыту сұйықтарын майлау компоненттердің басымдылығымен яғни «майдағы су» түріндегі эмульсиялары мен көміртекті құрамдарын жатқызуы мақсатты болып табылады.

18.3 Сурет. СОЖ берілісі мен дайындау үшін гидрожүйелерінің сызбасы: а - орталықтандырылған жүйесі; б - УП-3А әуе-сұйықтық ұоспасын дайындау үшін жеке қондырғысы; 1 - үлестіретін бак; 2 - кіріс құбыржелісі; 3 - қондырмалар; 4 - сорғы; 5 - сүзгі; 6 – жинақтаушы-бак; 7 - тұндырғы; 8 - сыйымдылық; 9 - шұралар; 10 - кіріс пневможетегі; 11 - эмульсияның алып кететін құбыр желісі; 12 - ылғалдылықты бөлгіш- сүзгісі; 13 - бүріккіш; 14 - бак; 15 - таратқыш; 16 - редукциялық қақпақшасы Майлап суыту сұйықтарының гидравликалық беріліс жүйелері орталықтандырылғандарға топтастырылады, олар цехтің барлық білдектеріне арналған. Орталықтандырылған гидрожүйелердің қолдануында елеулі түрде тазарту, суыту және майлап суыту сұйықтардың сапасын бақылау мәселелері жатады. 18.3, а суретте майлап суыту сұйықтағы берілісінің орталықтандырылған гидрожүйесінің мүмкін болатын сызбаларынан біреуі ұсынылуы мүмкін. Ол өзінде 4 сұйықтықтың беріліс сорғысынан, 5 тазартатын (сүзгіні), 1 үлестіретін бактан, 6 жинақтағыш- бактан,7 тұрғысынан,8 сыйымдылығынан ал сонымен тағы кесу аумағына сұйықтықты беру үшін 3 қондырмаларынан және сұйықтық ағындарымен басқару үшін 9 шұраларынан тұрады. Жаңадан жасалған майлап суыту сұйықтығы 2 құбыр желісі арқылы 1 үйлестіргіш бакқа түседі. 1 үйлестіргіш бактан сұйықтық қайтадан білдектерге және кейін 3 қондырмалар арқылы кесу аумақтарына бағытталуы мүмкін, ал одан соң қайтадан 1 бакқа қайтады. Егер майлап суыту сұйықтығы ласталған болса, ол 5 тазалағыш арқылы 6 бак-жинақтауышқа және келесіден қайтадан білдектердің 3 қондырмаларына бағытталады. Сұйықтық жұмыс қабілеттілігін жоғалтқаннан кейін 7 тұндырғысына түседі. 8 сұйықтықтан 7 тұндырғысына, сонымен тағы құрамдас компоненттерге аяқталған майлап суыту сұйықтықтарды ажырату үшін химиялық белсенді заты бағытталған. Осы компонеттер кейін 7 тұндырғысынан кетіріледі. Гидрожүйе көрсетілген құрылғыларынан бөлек нақты сапалы сұйықтықтың қамтамасыз ететін көрсеткіштерін және басқа элементтерін қоса алады. Мысалы, майлап суыту сұйықтардың төменгі температураларына жету үшін жүйеге қосымша суыту контурының енгізілуі мүмкін. Көп жағдайларда майлап суыту сұйықтардың жүйелеріне микроағзаларды және т.б. жою үшін құрылғысын орнатады Майлап суыту сұйықтардың жеке беріліс жүйелері орталықтандырылған жүйелер тәрізді, бірақ азғантай өнімділігімен, сондай-ақ тағайындауындағы элементтерінен тұруы мүмкін. Бірақ көп жағдайдажеке жүйелер елеулі түрде орталықтандырылған гидрожүйелерге қарағанда оңай. Майлап суыту сұйықтардың берілісіндегі гидравликалық жүйелерінде ортадан тепкіш, құйын тәрізді, тістегершікті және қатпарлы сорғылары көптеген қолдануына ие болды. Ортадан тепкіш және құйын тәрізді сорғылары динамикалық сорғыларына жатады, сондықтан олардың азғантай жабысқақ сұйықтардың беріліс үшін қолдануы мақсатты болып қалады (16 бөлімді қараңыз). Ортаға тепкіш сорғыларын жоғары емес қысымдарға қолдану керек, ал елеулі қысымдарын жасау үшін құйын тәрізді сорғыларын мақсатты түрде қолданған дұрыс. Жабысқақ сұйықтардың берілісі үшін роторлық сорғыларына жататын тістегершікті және қатпарлы сорғыларын қолдануы мүмкін (12 басты қараңыз). Олар елеулі қысымдарын жасай алады. Ескерту керек, осы сорғылар тез ластанады және сондықтан қатты ұшқындардың қоспалары бар сұйықтықты ұзақ уақытта айдап қотара алмайды. Майлап суыту сұйықтар гидрожүйелердің берілісінде осы сұйықтар үшін қажетті параметрлермен қамтамасыз ететін әртүрлі конденцияларын қолданады. Осындай кондиционерлерге сұйықтықты суыту үшін басқа қондырғыларына сүзгіш құрылғылары, жылу алмастырғыштары жатады. Қарастыратын гидрожүйелерінің бак көлемдерін жұмысқа 10...12 мин қалғанда сорғысының тең берілісіне таңдау ұсынылады. Құбыр желілердің және құбыр желісінің арматура ретінде су беріліс жүйелерінде қолданылатын құрылғыларын (су негізіндегі майлап суыту сұйықтары үшін) немесе гидрожетектерін (майлар негізінде сұйықтықтар үшін) қолданады. Тікелей өңдеу аумағына сұйықтығын жеткізіп салу үшін әртүрлі тәсілдерін қолданады. Олардың арасындағы кең таралғандары ерікті түсетін ағысымен, арынды ағысымен және әуе-сұйықтықты қоспасының ағынды түріндегі сұйықтықтық берілісі болып саналады. Ерікті түсетін ағысымен (суарумен) сұйықтықты жеткізіп салуы – көбінесе қарапайым және жиі қолданылатын тәсілі. Қысымды ағысымен сұйықтықтың берілісі жоғары дәлділігімен оны кесу аумағына бағыттауға және өңдеу қалдықтарынан жақсу тазартуын қамтамасыз етуге мүмкіндік береді. Әуе-сұйықтықтықоспасытүрінде сұйықтықтың берілісі көбінесе үнемді тәсілі болып саналады себебі оның шығыны шамалы. 18.3, б суретте әуе-сұйықтықты қосындысын дайындау үшін УП-3А қондырғысының принципшіл сызбасы ұсынылған. Ол 14 бактан, 13 бүріккіштерінен, дайындау құрылғысынан

18.4. сурет. Майлап суыту сұйықтардың беру үшін қондырмаларының конструктивтік сызбалары: а - қисаюмен; б - араласқышпен; в - шүмекпен; г - бір ағысты; д - тарамды; е - кеңейтілген аумағы үшін және ауаның жеткізіп салуынан тұрады. Ауа 10 кіріс пневможетегі арқылы 02...0,6МПа қысыммен жеткізіледі, 12 ылғалбөлгіш сүзгі арқылы электр магнитті басқаруымен 15 таратқышы өтеді, 16 редукциялық қақпашасы 13 бүріккішке түседі. Бүріккішке сонымен тағы 14 бактан майлып суыту сұйықтығын жеткізіп салады. Дайын әуе-сұйықтықты қоспасы 11 құбыр желісі бойынша кесу аумағына бағытталады. Майлап суыту сұйықтардың маңызды гидрожүйелердің элементтер берілісінде кесу аумағына оларды жеткізіп салу үшін құрылғылары болып саналады. 18.4 суретте кесу аумағына сұйықтардың жеткізіп салу үшін қолданылатын қондырмаларының конструктивтік сызбалары үсынылған. 18.4, а, б, суретте келтірілген қондырмаларын ерікті түсетін ағысының сұйықтықтың жеткізіп салуында қолданылады. Қысымды ағысымен сұйықтықтың берілісінде шүмек түріндегі қондырмаларының қолдануы мүмкін (18.4, в суретті қараңыз). Еске алу керек, жоғары қысымды ағысының қолдануында (1,5 Мпа жоғары қысымы) шығыс тесіктің диаметрі 0,8 мм аспауы керек, ал төменгі қысымды ағысымен жеткізіп салуында (0,05.0,2 МПа) оның мағынасы 2,5 мм тұру керек. Әуе-сұйықтық ағысымен майлап суыту сұйықтығының беруінде калибрленген тесігінің шетінде жүздермен қондырмаларын қолданады, кеңейтілген ағысты алуға мүмкіндік береді (18.4, г, д суретті қараңыз). Еске алу керек, 18.4,а...г суретте көрсетілген қондырмалары ағысты шектелген аумаққа бағыттайды. 18.4, д, е, суретте көрсетілген қондырмалары кесу аумағының көлемі бойынша елеулесіне берілісін қамтамасыз етеді, тегістеуде және басқа түрпілі өңдеуінің басқа түрлерінде маңызды болып тұрады. Кесу аумағына майлап суыту сұйықтықтарының қарастырылған жеткізіп салу әдістерінен бөлек, көбінесе қарапайым (байланыс дымқылдауы, жаққышпен салуы және басқаларымен) және күрделі тәрізді (кесу құралдарынан арналар арқылы, ажарлағыш дөңгелек пен басқа ұсақ тесіктер арқылы) тәсілдерімен жүзеге асырады.

Суыту және жылутыдың гидравликалық жүйелері әртүрлі машиналар мен объектілерінен (мысалы, іштен жанатын қозғалтқыштарынан) жылуды тұрғын үй-жайларына жеткізіп салу құрылғылары ретінде кең қолданысқа ие. Осындай гидрожүйелер жұмысының қағидасы келесіден тұрады: сұйықтық жылуды алады, кейін оны нақты арақашықтығына құбыр желісі бойынша апарады және ақыр аяғында оны береді. Жылыту жүйелерінде сұйықтық жылытқыштан жылуды алады, ал оны жылытқыш объектісіне жеткізеді. Суыту жүйелерінде сұйықтықты суытатын объектісінен жылуды алады, ал оны жылу алмастырғышқа-суытқышқа алып береді. Есте сақтау керек, қарастыратын жүйелерде сұйықтық пен жылудың тасымалдауы орын алады, бірақ жылу машиналармен немесе мұздататын қондырғылары тәрізді жылудың жұмысқа қайта жасауы (немесе жылыту жұмыстары) жоқ болады. Суыту және жылутудың гидравликалық жүйелері ағынды мен айналымдыға топтастырылады. Ағынды гидрожүйелерінде жұмыс айналымнан кейін сұйықтықты түсіреді, ал тұйықталған контур бойынша айналымдағы су айналады. Ағынды жүйелер техникада тіпті кіші қолданысқа ие болады, себебі екі маңызды кемшіліктері бар. Бірінші кемшілігімен жұмыс айналым алдында техникалық сұйықтың тазартуының қажеттілігі, ал екіншісі – оның түсіруінен экологиялық мәселелері болып саналады. Гидрожүйесінің сұйықтық қозғалысы қамтамасыз ететін әдісі бойынша термосифонға (гравитациялық) және сорғысына топтастырылады. Кез келген гидрожүйелерінің нүктелерінде температурасының өзгертуінен сұйықтықтың тығыздылығы тартылған. Сорғы гидрожүйелерінде сұйықтық сорғыларымен ауыстырып құйылады 18.5 суретте термосифон қыздыру жүйесінің жеңілдеткілген сызбасы келтірілген. Ол 1 жылытқышты, 4 жылу алмастырғышты, 3 шұраларын және сұйықтығымен біріктіретін құбыр желісінен, 1 үйлестіретін багынан тұрады. Осындай жүйелерді тұрмыстық бөлмелерін жылумен жабдықтау үшін қолданады. 1 Жылытқыш ретінде кез келген таныс жылытқыш құралдарынан қолдануы мүмкін: электрлік, ал сонымен тағы газды, сұйықтық немесе қатты отында, Сұйықтықтан жылытқыш объектісіне (жылытатын бөлмесіндегі ауасына) жылуды табыстау үшін 4 жылуалмастырғыштары (радиаторлары) қызмет етеді. Кеңейтілген (өтемақылы) бак температурасының өзгертуімен1 тартылған кемулердің,буландыруының және сұйықтық өтемақысы үшін қажет. Сұйықтық тұйықталған контуры бойынша 1 жылытқышта жылуға ие болып және 4 жылуалмастырғыштарға жүйеде айналады. Сұйықтықтың айналуы 1 жылытқышта ал тығызыдылығы азаятындығымен қамтамасыз етіледі; сұйықтық жеңіл болып қалады және сондықтан ол үстіне қарай көтеріледі. Келесіде сұйықтық тұйықталған контуры бойынша өтеді және оның температурасы түседі, ал тығыздылығы өседі; сұйықтық ауыр болып қалады, сондықтан төмен түседі. Осындай жүйелерде құбыр желілерінің деңгейлер аздап 0,01 кем емес еңісімен түсуге тиіс. Осы 2 бак арқылы ауаны кетіруіге мүмкіндік береді және сұйықтықтың жақсы айналуына себептес болады. Бұдан бөлек, сұйықтықтың биіктігін жылытқышқа алып жүруі минималды мүмкін болатын мағынасына ие болуға тиіс (Ah ^ 0). Сұйықтықтың термосифон айналымы жылыту жүйелерінде шектелген қолданысқа ие. Осындай

сирек түрінде ол суыту жүйелерінде қолданылады. Елеулі түрінде жиі сорғы гидравликалық жүйелерінде әсіресе суыту жүйелерінде қолданылады. Көбінесе осындай кең таратылған құрылғыларынан жылу қозғалтқыштардың суыту жүйелері болып саналады. 18.6, а суретте автокөліктің суытудың су жүйесінің сызбасы келтірілген. Осы жүйесінің негізгі элементтерімен 1 радиаторы (жылуалмастырғыш), 6 суыту қозғалтқыштың «қағанақ», 4 сорғысы, 3 термостаты, кеңейтілген (өтемақылы) 5 багы мен жалғастырып тұратын құбыр желілері болып саналады. Кесінді тәртібіндегі қозғалтқыштың жұмысында сұйықтықтың негізгі ағыны көптеген контуры бойынша (қалың тілдері) яғни 1 радиатордан 6 қозғалтқышты «қағанақ» арқылы ұлғайтатын 4 сорғысына түседі. 6 қозғалтқыштың «қағанақ» өтіп кетуінде сұйықтығы қызады және қолға түсірілген жылуын 1 радиаторға апарады.

18.6 Сурет. Автокөлік қозғалтқыштың суыту су жүйесінің (а) және бір қақпақша термостатының сызбасы (б): 1 - радиатор; 2 - айналма құбыр желісі; 3 - термостат; 4 - сорғы; 5 - кеңейтілген бак; 6 - қозғалтқыштың «қағанағы»; 7

Желдеткіш арқылы ауаны өткізіп тартатын 1 радиаторда сұйықтығының суытуы пайда болады. Интенсивті суытуы талап етілмеген жағдайда ынталы тәртібіндегі қозғалтқыштың жұмыс жасауында сұйықтық азғантай контуры бойынша (жұқа тілі) жүреді. Осы жағдайда 3 термостат айналма контурынан 1 радиаторды ажыратады және сұйықтықты 2 айналма құбыр желісі бойынша сорғыға сұйықтықты бағыттайды. 18.6, б суретте бір қақпақшалы термостатының принципшіл сызбасы келтірілген. Термостаттың 7 сильфон, оның сояуыштағы 8 қақпақшасы орнатылған негізгі элементі болып саналады. 18,6, б суретте азғантай контур бойынша жұмыс жасауында яғни сорғыға айналма құбыр желісі бойынша қозғалтқыштан сұйықтығының бағыттауында термостоты көрсетілген. Температурасының жоғары болуында сильфонда бар болатын материал кеңейтілуін бастайды, 8 қақпақшасы ашылады және сұйықтық ағынның негізгі бөлігі көптеген контуры бойынша қозғалуын бастайды. Суыту және жылыту жүйелерінде негізінде қалақты сорғыларын қолданады, сирек түрінде құйын тәрізді және тіптен сирек түрінде – басқа сорғыларын қолданады. Тұйықталған суыту және жылыту жүйелерінің әдепті жұмысы нақты қысым диапазонында мүмкін. Сондықтан ол әдетте екі – әуе және бу сақтандырғыш қақпақшасына ие болады. Әуе қақпақшасы қысым атмосфералықтан төмен (әдетте 0,1... 0,2 кПа) болған жағдайда, ал бу - жүйеде шекті қысымның асуында ашылады. Жұмыс сұйықтар ретінде техникалық таза суын, этиленгликоль және басқа ерітінділерін қолданады. Су этиленгликольмен салыстыруында көптеген жылу сыйымдылығына ие болады сондықтан ол ең қолайлы болып есептіледі. Бірақ судың қату қауіптігілігі үшін кейде пайдаланылмайды. Қорытындысында, белгілеу керек, қарастырылған жүйелер сұйықтықтың мүмкін болатын қыздыруынан жоғары қауіп-қатерге ие болады. Сондықтан олар әрқашан температура мен қысымды бақылау аспаптарымен жабдықталады.

Гидравликалық жүйелер кез келген машиналар мен механизмдердің ауыр жүктелген беттерін майлау үшін қолданады. Олар жылу қозғалтқыштарда, әсіресе іште жанатын піспек қозғалтқыштарда кең қолдану тапты. Көптеген машиналар үшін майлау жүйелерін құрастыратын бірдей немесе ұқсас қағидаларын есептеу үшін оларды піспектік қозғалтқыштарында қолдану мысалдарын қарастырамыз. Майлау жүйесінің негізгі мақсаты қиындатылған түйіндеріндегі сұйықтық үйкелісін қамтамасыз ету болып саналады. Бұл негізгі мақсатынан бөлек ол екі қосымша қызмет атқарады: бумен үйкелісіндегі тозу мен ластанудан өнімдерді сақтау және үйкеліскен беттерінен жылуды жартылай бұрып жіберу. Піспекті қозғалтқыштарда майлау жүйесімен жылудың 5 % дейін, ал әуе суытуымен қозғалтқыштарында - 8% дейін берілуі мүмкін. Майлау жүйесі қозғалтқыштар бөлшектеріне тоттануға қарсы қорғанысын қамтамасыз қамтамасыз ететінін нақтылап айта кету қажет. Өзіннің мақсаттарын орындау үшін майлау жүйесі қысым мен сұйықтық шығынының қажеттерін қамтамасыз етеді. Тәжірибенің көрсетуі бойынша, ақырын жүретін дизельдер үшін сұйықтықтың шығыны 6...20 л/(кВт • сағ), карбюраторлы қозғалтқыштар үшін - 13.. .50 л/(кВт • сағ), ал тез жүретін дизельдер үшін - 16.65 л/(кВт • сағ) болуы керек. Ақырын жүретін қозғалтқыштардың майлау жүйелері үшін қысымын 0,1.0,2 Мпа шамасында, ал тез жүретіндерге - 0,2.0,5 Мпа шамасында таңдау ұсынылады. Қазіргі қозғалтқыштарда майлау сұйықтықтар ретінде минералды, синтетикалық және жартылай синтетикалық майлардың кең спектрімен қолданады. Қозғалтқышта негізгі мәжбүрленген (айналма) және аралас майлау жүйелерін қолданады. Мәжбүрленген жүйелерде май қысыммен іргелі және арналар бойынша шатун мойынтіректеріне жеткізіледі. Осы жағдайда қозғалтқыштың иінді білдекте арналарының бөлігі бұрғылап теседі. Аралас жүйелерінде іргелі мойынтіректерін арналар бойынша сұйықтықты жеткізуідің арқасында, ал шатун –шашырату арқасында майланады. Майлау жүйесінің негізгі мөлшерінің орналасқан жері бойынша майлау жүйелері сулы немесе құрғақ картермен топтастырылады. Сулы картермен жүйелерде автокөліктер мен тракторлар қозғалтқыштарының кең қолданыс тауып, майлы бак ретінде қозғалтқыштың картер тұғырығын қолданады. Құрғақ картермен сұйықтық үшін майлау жүйелерінде арнайы бак бар, ал картер тұғырынан майлау сұйықтығы арнайы сорғыларымен айдап шығарады. Осындай жүйелерді кеме және авиация қозғалтқыштарында қолданады. Қосымша бактарының жүйесіне енгізудің қажеттілігі тербеліс, селкілдеу және т.б. картерде оның көпіру мүмкіндігі негізінде туындаған. 18.7, а суретте сулы картермен мүмкін болатын майлау жүйелерінің сызбасы ұсынылған. Ол қозғалтқыштың картер тұғыры болып саналатын 2 бактан, 8 сорғысымен, 5 және 9 сүзгілерінен, 4 жылу алмастырғыш-суытқышымен және 1,6 және 7 қақпақшаларымен ұсынылған. 2 бактан 9 дөрекі тазартуының сүзгісі арқылы 9 сұйықтығы 8 сорғысына түседі. 8 сорғысы сұйықтықты 5 жүқ тазартуының және 4 суытқышты 3 магистральға сүзгі арқылы айдайды, оның ішіндегісі май қозғалтқыштың ысқыланатын беттеріне бағытталады, ал олардан қайтадан картер тұғырығына ағып жиналады (б2 бакак 2). Гидрожүйеге сонымен қатар 7 сақтандыратын қақпақшасы және 3 магистральда тұрақты қысымын сақтайтын 1 қақпашасы енгізілген. 6 қысымның ауытқу қақпақшасы сүзгінің шамадан тыс ластануында ашылады. Осы жағдайда сұйықтық ағысының бөлігі 5 сүзгісін өтіп 6 қақпақша арқылы қозғалады. Сөйтіп, ластанған сүзгіде жүйе жартылай майдың сүзгілеуімен жұмыс жасайды. Құрғақ картермен майлау жүйелерінде сұйықтық ысқаланатын беттердің майлауынан кейін тұғырығына ағып жиналады. ол арнайы сорғыларымен (немесе сорғымен) гидрожүйедегі негізгі бакқа айдап қотарылады. Қарастырылған дұрыс пайдаланатын жүйеде барлық сұйықтықтың ағысының сүзгілеуі пайда болады. Көптеген майлау жүйелерінде жұмыс сұйықтығының жартылай сүзгілеуі қолданылады. Мысалы, 18.7,б суретте келтірілген сызбасында бөлек кіші жүйесі бар, ол қосымша 8' сорғысынан, 9' дөрекі тазартатын сүзгісінен, 7' сақтандырғыш қақпақшасынан 6 қысымның су құламасының қақпашасымен 5 жұқа тазарту сүзгісінен тұрады. 8' сорғысы сұйықты оның тазарту үшін 9' және 5 сүзгілер арқылы айдап қотарады. 6

18.7 Сурет. Толық ағылмалығымен (а) құрғақ картермен және жартылай (б) сүзгілеуімен

қозғалтқыштың майлау жүйелерінің сызбалары: және 7' қақпақшалары 18.7, а суретте сызбасында сондай функцияларын бірдей орындайды. Майлау жүйелері ретті тәрізді (18.7, а суретте қараңыз) сонымен параллельді тәрізді орнатылған суытқыштарға ие болуын ескерту керек ( 18.7, б суретті қараңыз). Піспек қозғалтқыштар майлау жүйелерінде сорғылар ретінде көптеген сыртқы немесе ішкі ілінісімен тістегершікті сорғылары кең қолданысқа ие болды ( 12.4 бөлімшені қараңыз). Сорып алатын құбыр желісінің басындағы дөрекі тазарту мақсатында орнатылған сүзгілер көптеген жағдайда өзімен торлы майқабылдағышты ұсынады. Әртүрлі беттермен немесе көлемді сүзгі элементтермен майды жұқа тазарту үшін сүзгілерін пайдаланады (14.5.1 бөлімшені қараңыз). Кейбір қозғалтқышта майдың жұқа тазартуы ретінде ортаға тепкіш айырғыштарды (14.5.1 бөлімшені қараңыз) және басқа сүзгілердің түрлерін қолданады. Майлау жүйелерінде суытқыштар ретінде суыту жүйелерінің ауа қозғалатын орында орнатылатын жылу алмастырғыш-радиаторларын өте жиі қолданады. Майлау жүйелерінде қолданатын қақпақшалары қызметі тұрғысында 13.3 бөлімшесінде қарастырылған қақпақшалардан айырмашылығы жоқ. Барлық қарастырылған жүйелерде сорғы негізгі қозғалтқыштан айналуын ескерту керек, яғни майлау жүйесі тек қана жұмыс жасайтын қозғалтқышта дұрыс қызмет жасайды. Іске қосудың алдында үйкеліскен түйіспе беттердің майлауын қамтамасыз ету үшін кейбір қозғалтқыштар қосымша кіші жүйемен жабдықталады. Осы кіші жүйе қолмен май сорғысын және гидроаппараттарын оның негізгі майлау жүйесімен біріктіру үшін қосады.

Тарау 19

Гидравликалық жүйелерді есептеу негіздерін күрделі гидрожүйенің көлемдік гидравликалық жетегіне қатысты қарастырайық. Басқа гидрожүйелердің, мысалы сұйықтықты беру жүйесін гидравликалық жетектерді есептеу әдістемесін жеңілдеткен кезде алуға болады. Әдетте көлемдік гидрожетекті жобалау келесі әрекеттерден тұрады:

гидрожетектің принципиалды схемасын таңдау; оның элементтерін таңдау мақсатында алдын ала есептеу жүргізу; тұтынылатын қуат, ПӘК, сонымен бірге шығыс элементтерінің қозғалыс жылдамдығын және оларға жүктемені анықтау мақсатында нақты есептеу. Көптеген жағдайда есептеулерді гидрожетек жұмысының орнатылған режимдері үшін жүргізеді. Гидрожетекті жобалау техникалық тапсырмасына әдетте: жетектің тағайындалуы; оның эксплуатация шарттарының сипаттамасы; шығыс буынның қозғалыс сипатынан, көтере алатын жүктеменің ең жоғарғы мәні, жылдамдықты реттеу диапазоны, оның тұрақтылығына қойылатын талаптардан тұратын негізгі техникалық талаптар; гидрожетек жұмысымен қамтамасыз етілетін технологиялық процестің индикаторлы диаграммасы және т.с.с. кіреді. Бұл ақпарат гидрожетектің принципиалды схемасын таңдау үшін негіз болып табылады. Схеманы таңдаған кезде осы сияқты қызметтерді орындайтын қолданыстағы гидрожетектердің схемаларына талдау жүргізу ұсынылады. Сонымен бірге техниканың осы саласы үшін тән дәстүрлер және серіктес кәсіпорындардан алынған гидравликалық құрылғылармен гидрожетекті жабдықтау мүмкіндіктерінің де маңызы болады. Жүргізіліген талдау нәтижесі гидрожетек схемасын таңдаумен бірге гидромашиналардың типін, сонымен бірге номинал жұмыс қысымын рном таңдау болып табылады. Номинал қысым деп құрылғы берілген шекте параметрлерінің сақталуымен орнатылған қызмет ету мерзімінде жұмыс істейтін ең үлкен қысымды айтады. Ары қарай каталогтағы тип өлшемді қатардан гидроқозғалтқышты таңдайды. Бұл кезде есептеудің алдын ала сатысында гидроқозғалтқыштағы қысымның жұмыс өзгерісін гидрожүйедегі мүмкін болатын жоғалуларды ескере отырып, рном таңдалған мәнінен 10...20% төмен шамада қабылдайды. Гидрожүйеде бірнеше гидроқозғалтқышты тізбектей жалғауды пайдаланған кезде олардағы қысым өзгерісінің қосындысы рном қабылданған мәнінен аспауын қадағалау керек. Гидромторды таңдау (12.13) формуладан анықталатын есептік жұмыс көлемінің мәні бойынша жүргізіледі:

бұл жерде M және ηмг — сәйкесінше гидромотор білігіндегі максимум моменті және оның механикалық ПӘК.

Каталогтан жұмыс көлемі ең жуық мәнге ие болатын гидромтор таңдалынады. Гидроцилиндр сояуыштың қажетті қозғалысы мен есептік мәні (12.10) формуладан анықталатын поршеньнің тиімді ауданы S бойынша таңдалынады:

бұл жерде F және ηмц — сәйкесінше гидроцилиндр сояуышындағы максимум күш және оның механикалық Пө. S алынған мәнінің негізінде каталогтан поршенінің тиімді ауданы есептіктен кем болмайтын гидроцилиндр таңдалынады. (12.11) немесе (12.14) формула бойынша гидроқозғалтқышты таңдағаннан кейін гидрожетектің шығыс элементінің талап етілетін жыдамдығын қамтамасыз ету үшін қажетті сұйықтық шығынын Qгд есептеу жүргізіледі. Бұл кезде көп жағдайда гидроцилиндрдің көлемдік Пө бірге тең деп есептейді. Одан кейін гидрожүйеде (гидроқозғалтқыштан басқа) сұйықтықтың басқа тұтынушыларының болуын ескере отырып, қабылданған рном қысыммен бірге сорғыны таңдаған кезде пайдаланылатын максимум беру Qн max , мәні анықталады. Көпжағдайда сорғы(11.7)және(12.8) формулалардан анықталатын жұмыс көлемінің Wон есептік мәні бойынша таңдалынады:

бұл жерде пн және ηо — сәйкесінше біліктің айналу жиілігі және сорғының көлемдік Пө.

Каталогтан жұмыс көлемі жуықтап үлкен сорғы таңдалынады.

Осыдан кейін гидрожетек құрамына кіретін басқа гидравликалық элементтер таңдалынады. Таңдау құрылғы арқылы өтетін сұйықтықтың максимум шығыны мен рұқсат етілетін қысымның мәні бойынша жүзеге асырылады. Бұл кезде сәйкес гидравликалық құрылғылар үшін 13 және 14 тарауда келтірілген ұсыныстарды ескеру керек. Алдын ала есептеудің қорытынды аяқтаушы сатысы ұзындықтары гидрожетектің гидравликалық элементтерінің орналасуына байланысты, ал олардың ішкі диаметрлері – 14.2 бөлімдегі ұсыныс бойынша анықталатын құбыр желілерін таңдау болып табылады.

Көп жағдайда гидрожетек сорғымен берілетін күрделі құбыр желісі болатындықтан, оның нақты статикалық есептеуін теориялық негіздемесі 7 тарауда келтірілген графоаналитикалық әдіспен орындау ұсынылады. Бұл есептеуді жобалауға техникалық тапсырмада келтірілген техникалық талаптарды орындауын тексеру мақсатында гидрожетектің негізгі жұмыс режимдері үшін орындаған дұрыс.

Бұл кезде әрекеттердің келесідей тізбегі ұсынылады.

Бірінші сатыда гидрожетектің приниципалды схемасын есептік схемаға ауыстырған дұрыс, ол жерде есептеуге қатысатын әрбір гидравликалық кедергіні көрсету керек. Осы сатыда алынған схеманы қарапайым құбыр желілерінің қатарына бөледі. Екінші сатыда p — Q координаталарында сорғы қондырғысының сипаттамасын тұрғызады. Үшінші сатыда есептік схемаға кіретін қарапайым құбыр желілерінің әрқайсысы үшін аналитикалық сипаттамаларды құрастырады. Төртінші сатыда әрбір қарапайым құбыр желісі үшін үшінші сатыда алынған аналитикалық сипаттамаларды графикке салады және графикалық қосу ережелері бойынша күрделі құбыр желісінің қосынды сипаттамасын тұрғызады. Бұл сатының аяқтаушы әрекеті гидрожетектің жұмыс режимін анықтайтын жұмыс нүктесін табу болып табылады (7.4 бөлімді қараңыз). Бесінші сатыда график бойынша қажетті физикалық шамалардың сандық мәндерін анықтайды, одан кейін гидрожетек жұмысын сипаттайтын параметрлерді есептейді. Нақты есептеуді жүргізгеннен кейін алынған нәтижелердің жобаланатын гидрожетекке қойылатын техникалық талаптарға сәйкестігіне талдау жүргізеді. Бұл талаптар орындалмаған жағдайда гидравликалық схемаға түзету енгізеді немесе гидрожетектің жеке элементтерін өзгертеді. Ары қарай көлемдік гидрожетектердің нақты есептеулерінің кейбір көріністері қарастырылады және осындай есептеулердің мысалдары келтіріледі.

Басым көпшілік жағдайда қысымы тұрақты көлемдік гидравликалық жетектерде жұмыс сұйықтығын беру үшін екі типті сорғы қондырғыларын пайдаланады: құятын клапаны бар реттелмейтін сорғы немесе беруді реттеу автоматы бар реттелінетін сорғы. Қысымы айнымалы гидрожетектер үшін реттелмейтін және реттелінетін сорғы тек артық жүктелу режимінде ғана іске қосылатын сақтандырғыш клапанымен бірге жұмыс істейді. Сорғы қондырғыларының сипаттамаларын тұрғызу әдістемесін қарастырайық.

Сақтандырғыш клапан тек апаттық жағдайда ғана іске қосылады, ал қалыпты жұмыс режимінде жабық тұрады. Сондықтан есептеуде Qкл= 0 және Qн.у QH болып қабылданады; ал бұл сорғы қондырғысының сипаттамасы 12.9, а суретте АВ сызығымен сәйкес келетіндігін және 12.7 бөлімде сипатталған әдіспен тұрғызылуы мүмкін екендігін білдіреді.

Құю клапаны гидрожүйенің талап етілетін қоректендіру қысымын қамтамасыз ете отырып, сорғы қондырғысының жұмысына тұарқты түрде қатысады (12.9, б суретті қараңыз). Сондықтан бұл жағдайда сорғы қондырғысының сипаттамасы деп сорғы мен құю клапанының бірлескен жұмысын анықтайтын тәуелділікті айтады (12.7 бөлімді қараңыз). Бұл тәуелділік (12.9, б суреттегі ACD сызығы) сорғы сипаттамасынан клапан сипаттамасыцн төмендегі теңдеуге сәйкес графикалық азайту нәтижесінде алынуы мүмкін:

графикте көлемдік сорғы сипаттамасын 12.7 бөлімде мазмұндалған әдістеме бойынша тұрғызады (19.1, а суреттегі 1 сызық); осы графикте клапанның паспортынан алынатын клапанның сипаттамасын (19.1, а суреттегі 2 сызық) тұрғызады немесе 13.3 бөлімдегі ұсынысты пайдаланып тұрғызылуы мүмкін; сорғы (1 сызық) және клапан (2 сызық) сипаттамаларын тұрғызғаннан кейін (19.1) формулаға сәйкес графикалық азайтуды орындайды. Ол С' нүктесін С-ға және D' нүктесін D-ға жылдыту арқылы орындалады;

Нәтижесінде сорғы қондырғысының сипаттамасын – 19.1, а суреттегі сынық ACD сызығын алады.

Жұмысы 12.7 бөлімде сипатталған сорғысы реттелінетін және беру реттелінетін сорғы қондырғысында (12.9, в суретті қараңыз) Qн.у = QH теңдігі қамтамасыз етіледі. Осындай сорғы қондырғысының сипаттамасын тұрғызған кезде әрекеттердің келесідей тізбегі ұсынылады: графикте WH = WHmax деп қабылдай отырып, жоғарыда мазмұнбалған әдістеме бойынша көлемдік сорғының сипаттамасын тұрғызады (19.1, б суреттегі 1 сызық); реттегіштің іске қосылу қысымының рр мәні бойынша сорғы сипаттамасында (1 сызық) С нүктесін табады; p max максимум қысым бойынша 19.1, б суретте D нүктесін белгілейді; C және D нүктелерін жалғайтын сызық сызады. Графикті тұрғызудың сипатталған әдістемесінде рр және pmax қысым мәндерін беру реттегішінің паспорттық мәліметтерінен алады немесе есептік тәсілмен анықтайды. Екінші жағдайда рр қысымды оң жақтағы шеткі орындағы поршеньнің тепе-теңдік шартынан 8 (12.9, в суретті қараңыз), ал pmax қысымды – поршеньнің сол жақтағы шеткі 8 орнынан сол сияқты шарттан табады. Беру реттелінетін сорғы қондырғысының алынған сипаттамасы ()19.1, б суреттегі ACD сызығы) сыртқы түрі жағынан құю клапаны бар көлемдік сорғы сипаттамасына ұқсайды. Алайда құю клапанын пайдаланған кезде сорғы қондырғысының беруін төмендету эффекті сорғымен бакқа берілетін сұйықтықтың бір бөлігінің ағызылуы есебінен алынатындығын, ал беру реттегішін пайдаланған кезде – сорғының жұмыс көлемінің кішірею есебінен жүретіндігін есте сақтау керек және соңғы жағдай үнемді болып табылатындығын айта кету керек.

Гидрожетек тұтынатын қуатты (кірістегі қуат) NBX анықтау негізі графикалық тұрғызу нәтижесінде алынған гидрожүйенің жұмыс нүктесінің координаталары болып табылады (7.4 бөлімді қараңыз). Сорғы және сақтандыру клапанынан тұратын сорғы қондырғысы үшін сорғының қалыпты жұмыс жағдайында гидрожүйенің жұмыс нүктесі сорғы сипаттамасында жатады (19.2, а суреттегі R нүктесі).

Жалпы жағдайда соратын құбыр желісіндегі жоғалуды ескермегенде

бұл жерде ηо — сорғы шығысында қысым p = pH болған кезде сорғының көлемдік Пө; ηм — сорғының механикалық Пө. Егер болады: QH = QT - η0 екендігін ескерсек, онда (19.2) формула мына түрге ие

Реттелмейтін сорғы мен құю клапанынан тұратын сорғы қондырғысы үшін жұмыс нүктесі сорғы қондырғысы сипаттамасының АС аумағында немесе CD аумағында орналасуы мүмкін (19.2, б сурет). Егер жұмыс нүктесі сорғының сипаттамасына сәйкес келетін (R нүктесі) АС аумағында орналасса, онда тұтынылатын қуатты Nвх ; анықтау есебі жоғарыла қарастырылған жағдайға ұқсайды және есептеу кезінде (19.3) формула пайдаланылады. Егер жұмыс нүктесі CD (R' нүктесі) аумағында орналасса, онда сорғының беруі В нүктесіне сәйкес келетіндігін ескеру керек (19.2, б суреті қараңыз):

Реттелетін сорғыдан және беру реттегішінен тұратын сорғы қондырғысы үшін жүйенің жұмыс нүктесі сорғы қондырғысы сипаттамасының Ас аумағында немесе CD аумағында орналасуы мүмкін (19.2, в сурет). Егер жұмыс нүктесі АС аумағында жатса (R нүктесі), онда жоғары қарастырылған жағдайға ұқсас

Сур. 19.2. Сорғы қондырғысы тұтынатын қуатты анықтау схемасы: а — сақтандырғыш клапаны бар сорғы; б — құю клапаны бар реттелмейтін сорғы; в — бер реттегіші бар реттелінетін сорғы Егер жұмыс нүктесі CD (R' нүктесі) аумағында орналасса, онда қысымның осы диапазонында беру реттегіші сорғының жұмыс көлемін өзгертеді, сәйкесінше сорғының теориялық беруі мен оның сипаттамасы QT өзгереді. Реттелінетін сорғының' теориялық беруінің жаңа мәнін егер R' нүктесі арқылы Ас паралелль R'М сызығын жүргізсек, графикалық түрде алуға болады. Сонымен бірге реттелінетін сорғының жұмыс көлемі өзгерген кезде ондағы көлемдік жоғалулар өзгермейді деп есептейді.

Сонда

Кез келген гидрожетектің құрамына гидроқозғалтқыш (12.8 бөлімді қараңыз) – жұмыс сұйқытығының ағын энергиясын механикалық жұмысқа түрлендіретін құрылғы кіреді. Гидравликалық есептеу кезінде гидроқозғалтқышты қысымның жоғалуы пайдалы жұмыс жасауға – сыртқы жүктемеге қарсы әрекет ететін шығыс түйінін жылжытатын жергілікті гидравликалық кедергі ретінде қарастыру керек. Сондықтан жалпы жағдайда қозғалтқышы бар қарапайым құбыр желісі сипататмасының теңдеуін мына түрде көрсетуге болады:

(19.5)теңдеудіңқұрамынакіретінқұбыржелісіндегіқысымның үйкеліске жоғалуын pтр және жергілікті кедергілердегі pм , жоғалуын анықтау әдістемесі 5 және 7 тарауларда мазмұндалған. pгд анықтау гидроқозғалтқыш типіне тәуелді. Гидротмотор үшін М момент белгілі болған кезде оның білігінде және жұмыс көлеміндегі W0 қысымның жоғалуы мүмкін:

Бұл кезде оның білігінің айналу жиілігі пг (12.14) алынуы мүмкін:

бұл жерде Q — гидромтор арқылы өтетін сұйықтық шығыны.

Гидроцилиндр үшін сояуштағы F күш және поршеньнің S тиімді ауданы белгілі болған кезде (12.8.1 бөлімді қараңыз) қысымның жоғалуы (12.10) формуладан:

ал поршеньнің (сояуштың) қозғалыс жылдамдығы (12.11) формуладан алынуы мүмкін:

12.8.1 бөлімде біржақты сояуышы бар гидроцилиндрлерде (12.11 суретті қараңыз) поршеньнің тиімді аудандарының тең болмауынан сояуышты және сояуышсыз қуыстарда гидроцилиндр кірісіндегі Q және одан шығатын жердегі Q' сұйықтық шығындары ір түрлі екендігі көрсетілген. Есептеу кезінде бұл (12.12) тәуелділіктің көмегімен ескеріледі. Екі жақты сояуышы бар гидроцилиндрлерде (12.10, в суретті қараңыз) поршеньнің екі жағынан тиімді аудандар тең болған кезде, гидроцилиндрдің кірісі Q мен шығысындағы Q' шығындар бірдей. (19.6)және(19.8)формулалардыталдаугидроқозғалтқыштағы қысымның жоғалуы pгд (белгілі бір жеңілдіктер жасаған кезде) оған келіп түсетін сұйықтық шығынына Q тәуелді болмайтындығын, ал оның сыртқы түйініне түсірілетін сыртқы жүктемемен және гидроқозғалтқыштың конструкциялық параметрлерімен анықталатындығын көрсетеді. Сондықтан жалпы жағдайда гидроқоғазлтқышы бар қарапайым құбыр желісі сипаттамасының теңдеуі (19.5) теңдеуден келесі теңдеуге түрленуі мүмкін:

бұл жерде K1 және К2 — құбыр желісіндегі гидравликалық кедергілермен анықталатын коэффициенттер.

19.3. суретте сүргілеу білдегінің қарапайым түрге келтірілген схемасы келтірілген. Құю клапаны 7 бар сорғы 1 бактан 6 сұйықтықты кескіш құрал- сайманның қозғалысын қамтамасыз ететін гидроцилиндрге 4 сұйықтық беретін сорғы қондырғысын құрайды. Гидроцилиндр поршенінің қозғалыс жылдамдығы П реттелінетін гидродроссельдің 2 өткел қимасының өзгеру есебінен реттелінеді, ал қозғалыс реверсі гидротаратқыштың 3 ауысуымен қамтамасыз етіледі. Жұмыс сұйықтықты тазалау үшін жүйеге сүзгі 5 қосылған.

Сур. 19.3. Сүргілеу білдегінің гидрожетегінің схемасы: 1 – сорғы; 2 – дроссель; 3 – гидротатартқыш; 4 – гидроцилиндр; 5 – сүзгі; 6 – бак; 7 – құю клапаны

Сур. 19.4. Сүргілеу білдегінің гидрожетегінің эквивалентті есептік схемасы

1. Гидрожетектің принципиалды схемасын эквивалентті схемамен алмастыру. 19.4. суретте қарастырылып отырған гидрожетектің принципиалды схемасының (19.3 суретті қараңыз) негізінде алынған осындай эквивалентті схеманың мүмкін нұқсасы келтірілген. Эквивалентті схемадан (19.4 суретті қараңыз) сорғы қондырғысынан НУ жұмыс сұйықтық ағыны l1 құбыр желісі бойынша дроссельге Д түсетіндігі, одан кейін таратқыштың Р каналдарының біреуі және l2 құбыр арқылы Ц гидроцилиндрге келіп түсетіндігі көрініп тұр. Сұйықтық гидроцилиндрден осы сияқты l2 құбыр арқылы таратқыштың Р басқа каналы, l3 құбыр және сүзгі Ф арқылы гидробакқа құйылады. Осылайша, гидрожетек схемасы тізбектей жалғанған элементтер (гидравликалық кедергілер) қатары болып табылады, демек есептеу кезінде оларды қарапайым құбыр желісі ретінде қарастыруға болады. 2. Сорғы қондырғысының сипаттамасын тұрғызу. Көлемдік сорғы мен құю клапанының сипаттамаларының сызықтығын ескере отырып (19.3 бөлімді қараңыз) осы сипаттамалардың екі нүктелерін табамыз (19.5 сурет).

Сорғы үшін p = 0,QT =WH nH =243 см /с болған кезде бірінші нүкте А; p = 7МПа,Q = QT=O.H = 207 см /с болған кезде екінші нүкте В. Клапан үшін Qк 0, pк pк mіn 5МПа; болған кезде бірінші нүкте Е; Qк 200 см /с , pк pк mіn Kк Qк 5,8МПа болған кезде екінші нүкте К. Табылған нүктелер бойынша сорғының (14 сызық) және құю клапанының (2 сызық) сипаттамаларын тұрғызамыз (19.5 суретті қараңыз), графикалық тұрғызу жүргіземіз (19.3.2 бөлімді қараңыз) және сорғы қондырғысының сипаттамасын аламыз (ACD сызығы). 3. Құбыр желісі сипаттамасының теңдеуін құрастыру. Эквивалентті схема негізінде (19.4 суретті қараңыз) бұл жағдайда құбыр желісінің сипаттама теңдеуін мына түрде жазуға болады:

Бұл жерде жоғалудағы штрих осы гидравликалық кедергілердегі қысым жоғалуларын 12.8.1 бөлімде көрсетілгендей гидроцилиндрге келіп түсетін шығыннан ерекшеленетін жұмыс сұйықтығының гидроцилиндр шығысындағы шығын бойынша анықтау керектігін көрсетеді. Есептеу кезінде гидроцилиндр шығысындағы Q' шығынын оған келіп түсетін шығын Q арқылы өрнектеуге мүмкіндік беретін (12.12) формуланы пайдалану керек. Есептеу құбыр желісіндегі сұйықтық ағысының режимін бағалаудан басталады. Ол үшін максимум мүмкін болатын шығын бойынша Рейнольдс санын есептейміз:

Сәйкесінше, құбыр желісінде сұйықтықтың ламинарлы ағыс режимі ғана мүмкін және сондықтан құбыр желісі сипаттамасының теңдеуі мына түрге ие болады:

(шарт бойынша механикалық ПӘК берілмеген, сондықтан м = 1 деп қабылдаймыз). 4. Құбыр желісінің сипаттамасын тұрғызу және гидрожүйенің жұмыс нүктесін анықтау.

Кесте 19.1

Құбыр желісінің сипаттамасы сызықты болмайтындықтан, онда оны тұрғызу үшін кем дегенде шығын мәнінің диапазонында бес нүкте керек. Есептеу мәліметтерін 19.1 кестеге енгізу ұсынылады. Осы мәліметтер бойынша құбыр желісінің сипаттамасы тұрғызылады (19.5 суреттегі 3 қисық). 3 сызықтың CD қиылысу нүктесі гидрожүйенің жұмыс нүктесін береді (R нүктесі). Оның координаталары Qн.у= 180 см /с және рн = 5,2 МПа. 5. Гидрожетектің бастапқы параметрлерін анықтау. Сорғы қондырғысының барлық беруі Qн.у гидроцилиндрге түсетіндіктен, онда оның сояуышының қозғалыс жылдамдығы (19.9) формула бойынша анықталады (нұсқаулыққа сәйкес гидроцилиндердің көлемдік Пө ηо.ц = 1 деп қабылдаймыз):

Гидрожетек тұтынатын қуат сорғы қондырғысы тұтынатын қуатқа тең және осы жағдайда (19.3) формула бойынша анықталады:

Гидрожетектің Пө ηгп анықтау үшін алдымен оның шығыс түйінінде туындайтын пайдалы қуатты есептеу керек:

сонда

Жеңілдетілген схемасы 19.6 суретте келтірілген гидрожетекте реттелінетін 2 сорғы 3 гидробактан сұйықтықты 6 дроссель арқылы 7 және 8 екі гидромоторларға, ал олардан 1 сүзгі арқылы қайтадан 3 гидробакқа береді. Гидромторлардың шығыс біліктері 5 механикалық редукторлар арқылы жүк ілінген арқан оралатын 4 тегершіктермен 5 механикалық редукторлар арқылы байланыстырылған.

Сур. 19.6. Көтергіш механизмінің гидрожетегінің схемасы: 1 — сүзгі; 2 — сорғы; 3 — гидробак; 4 — тегершіктер; 5 — редукторлар; 6 — дроссель; 7,

8 — гидромоторлар

жиілігі пн = 25 айн/с, р = 6 МПа болған кездегі сорғының көлемдік Пө ηон = 0,82, механикалық Пө ηм.н = 0,9; беру реттегішінің параметрлері — баптау қысымы рр = 4,85 МПа, максималды қысым pmax = = 5,4 МПа; гидрожелілердің өлшемдері — d1 = d2 = 0,8 см, l1 = 5 м, l2 = l3 = = 8,5 м, l4 = 3 м; сүзгінің кедергі коэффициенті = 5; гидродроссель параметрлері — 2 өткел қиманың ауданы Sдр = 14 мм , шығын коэффициенті µдр = 0,7; гидромоторлардың параметрлері — жұмыс көлемі Wг = 32 см3, механикалық Пө ηм.г = 0,9, көлемдік Пө ηог = 0,9; механикалық редуктордың беріліс қатынасы і = пвх/пвых = 40; тегершік диаметрі D = 0,5 м; жұмыс сұйықтықтың параметрлері — кинематикалық тұтқырлық v = 0,14 см2/с, тығыздығы ρ = 900 кг/м3. Диаметрлері d1 құбырларда ағыс режимі турбулентті және λ = 0,04, а диаметрі d2 құбырларда — ламинарлы деп қабылдау керек.

Сур. 19.7. Көтергіш механизмнің гидрожетегінің эквивалентті есептік схемасы:

1... 4 — құбыр желілері Жүкті көтеру жылдамдығын, гидрожетек тұтынатын қуатты; гидрожетектің пайдалы әрекет коэффициентін табу керек.

1. Гидрожетектің принципиалды схемасын эквивалентті схемаға алмастыру. 19.7 суретте гидрожетектің принципиалды схемасының негізінде (19.6 суретті қараңыз) алынған эквивалентті немесе есептік схема келтірілген. Сорқы қондырғысынан НУ сұйықтық ағыны l1 құбыр желісі бойынша Д дроссель арқылы А ағынның тармақталу нүктесіне келіп түседі. Одан ары қарай параллель жалғау тармағында l2 құбыр желісі бойынша Г1 гидрометрге түседі және l2 құбыр желісі бойынша – ағындардың біріккен В нүктесіне барады. Осы яисқты процесс параллель жалғаудың төменгі бөлігінде де жүреді. В нүктесінен сұйықтық ағыны l4 құбыр желісі бойынша Ф сүзгі арқыты бакқа ағызылады. Есептеу сызбасын талдаудан көтергіш механизмнің гидрожетегі 1, 2, 3 және 4 (қарапайым құбыр желілерінің) жеке бөліктері тізбектей-параллель жалғанған күрделі құбыр желісі болатындығы анық.

Сур. 19.8. Көтергіш механизмнің гидрожетегін есептеуге графикалық шешім 2. Сорғы қондырғысының сипаттамасын тұрғызу. Сорғы мен сорғының беруі реттелінетін сорғы қондырғысының сипаттамаларының сызықтылығын ескере отырып, олардың әрқайсын тұрғызуды жоғарыда сипатталған әдістемеге сәйкес екі нүктелері бойынша жүргіземіз (19.8 сурет). Сорғы үшін p = 0, QT max=WH max nH=0,75 103 м3/сс болған кезде бірінші нүкте А; p = 6МПа,Q ' Q Tmax O.H 0,615103 см3 /сс болған кезде екінші нүкте В. А және В нүктелерін жалғай отырып, сорғы сипаттамасын аламыз (19.8 суретті қараңыз). Беру реттелінетін сорғы қондырғысы үшін бірінші нүкте С – бұл реттеудің баптау қысымына рр = 4,85 МПа сәйкес келетін горизонтальдің сорғы сипаттамасымен қиылысу нүктесі. Бұл кезде сорғы қондырғысының беруі Qн.у = 0,65103 м3 /сс тең. Екінші нүктенің D орны Q = 0 болған кездегі максимум қысыммен ршах = 5,4 МПа анықталады С және D нүктелерін жалғай отырып, сорғы қондырғысының сипаттамасын аламыз (19.8 суреттегі ACD қисық сызығы). 3. Қарапайым құбыр желілерінің сипаттама теңдеулерін құрастыру. 1, 2, 3 және 4 қарапайым құбыр желілерінің сипаттама теңдеулерін құрастыру берілген шартқа негізделеді: 1 және 4 аумақта – ағыс режзимі турбулентті, ал 2 – және аумақта – ламинарлы. Сәйкесінше

Осы теңдеулердегі М1 және М2 — сәйкесінше 7 және 8 гидромторлардың біліктеріндегі моменттер. Қарастырылып отырған жағдай үшін

4. Қарапайым құбыр желілерінің сипаттамасын, күрделі құбыр желісінің қосынды сипаттамасын тұрғызу және гидрожүйенің жұмыс нүктесін анықтау.

Кесте 19.2

1 және 4 аумақтар тізбектей қосылған, сондықтан олар үшін жалпы теңдеу жазуға болады

және бірден олардың қосынды сипаттамасын тұрғызуға болады.

Есеп шартындағы мәліметтерді жоғарыда келтірілген тәуелділіктерге қойып мынаны аламыз:

2 және 3 құбыр желілерінің сипаттамалары сызықты болатындықтан, оларды тұрғызу үшін екі нүкте жеткілікті, ал сызықты емес сипаттамаларды тұрғызу үшін алты нүктені пайдаланамыз. Есептеу нәтижелерін 19.2 кестеге енгіземіз. 19.2 кестенің мәліметтері бойынша графикте (19.8 суретті қараңыз) әр қарапайым құбыр желісінің сипаттамасын тұрғызамыз. Одан кейін құбыр желілерінің сипаттамаларын графикалық қосу ережелері бойынша (олар 7.3 бөлімде толық қарастырылған) барлық күрделі құбырдың сипаттамасын алу керек. Алдымен параллель аумақтарды қосу ережесі (шығын осінің бойымен) бойынша 2 және 3 аумақтардың қосынды сипаттамаларын аламыз  2,3 сызығы). Ары қарай 2,3 сызығы) алынған сипаттаманы p1,4 f (Q) сипаттамасымен тізбектей жалғанған құбыр желілерінің сипаттамаларын қосу ережесі бойынша (қысым осінің бойымен) графикалық қосуды жүргіземіз және нәтижесінде барлық күрделі құбыр желісінің қосынды сипаттамасын аламыз ( сызығы). Сызықты тәуелділіктерді қосқан кезде екі нүкте бойынша қосу жеткілікті, ал біреу болсын сызықты болмайтын сипаттамаларды қосқан кезде бес – жеті нүкте керек. Күрделі құбыр желілерінің алынған сипаттамасының сорғы қондырғысының сипаттамасымен қиылысуы гидрожүйенің жұмыс нүктесін анықтайды (R нүктесі). Оның координаталары: рн = 5,25 МПа және Q н.у = 0,37 · 10-3 м3/с. 5. Бастапқы шамаларды анықтау. Гидрожетек тұтынатын қуатты жоғарыда сипатталған беру реттегіші бар реттелінетін сорғы үшін арналған әдістеме бойынша анықтаймыз. Ол үшін R нүктесі арқылы АВ түзу параллель жүргіземіз және екендігін табамыз. Сонда

Гидрожетектің жүкті көтеру жылдамдығын және Пө анықтау үшін әр гидромтордың білігінің айналу жиілігін табу керек. Ол үшін 2 және 3 параллель құбыр желілеріндегі Q2 және Q3 шығындарын білу керек. Егер p = f (Q) графикалық тәуелділігі болса, онда белгілі координаталардың біреуі бойынша басқасын оңай табуға болатындығына байланысты бұл есепті графикалық шешуге болады. R нүктесінен сорғы қондырғысының Qн.у, беруіне сәйкес келетін вертикальді түсіріп, осы вертикальдің Е23 қисығымен қиылысу нүктесін R1 табамыз және сәйкесінше параллель жалғау аумағындағы жоғалуын табамыз, бұл жерде p2,3 p2 p3. болады. Енді R1 нүктесінен p2 p3 , қысым жоғалуларына сәйкес келетін горизонтальді сызып, оның 2 және 3 құбыр желілерінің сипаттамаларымен қиылысу нүктелерін табамыз (сәйкесінше R2 және R3 нүктелері). R2 және R3 нүктелерінен вертикальдар түсіріп, Q2 = 0,17 · 10-3 м3/с және Q3 = 0,22·10-3 м3/с шығындарды табамыз. Белгілі Q2 және Q3 шығындар бойынша және ме,ханикалық редуктордың және тегершік диаметрінің D беріліс қатынасын і есепке ала отырып, сол жақ v1 және оң жақ v2 жүкті көтеру жылдамдығын анықтаймыз. Бұл кезде мына формулалар пайдаланылады:

Гидрожетек тудыратын пайдалы қуат екі жүкті көтеруге жұмсалатын қуаттан құралады:

Заманауи машиналарда өндірістік процестерді автоматтандырғанда және механикаландырғанда гидравликалық жүйелермен бірге жұмыс ортасы ретінде сығылған газды қолданатын пневможүйелер де кең қолданыс тапты. Машина жасауда қолданылатын пневможүйелерде әрқашан жұмыс ортасы ретінде ауаны пайдаланады. Пневможүйелердің артықшылықтарына: сенімділік және ұзақ мерзімге жарамдылығы, жұмыс істеу жылдамдығы, қарапайымдылығы, үнемділігі, пневможүйелердің шахталарда, химиялық өндірісте, радиация жағдайында жұмыс істеу мүмкіндігін қамтамасыз ететін жұмыс ортасының өртке қауіпсіздігі және бейтарапсыздығы жатқызылады.

Газ саңылау арқылы аққан кезде, ыдыстар толған немесе босатылған кезде, құбыр бойынша және жергілікті кедергілер бойынша аққан кезде газдың орнатылған ағысының ерекшеліктерін қарастырвмыз. Орнатылған ағыста газдың массалық шығыны ағын бойымен барлық қимада бірдей деп қабылдаймыз:

Сур. 20.1. Газ ағысының есептік схемасы Сығылмайтын сұйықтық ағысымен салыстырғанда газ үшін көлемдік шығын тұрақтылығы Q сақталмайды, шығын ағын бойындағы қысымның төмендеуінен туындайтын кеңею салдарынан артады, ал кеңею өз кезегінде (8.1) формулаға сәйкес температураның өзгеруіне алып келеді. Сондықтан газ үшін Бернулли теңдеуі сұйықтыққа арналған теңдеуден ерекшеленеді. Газ тығыздығы төмен болатындықтан, нивелирлік биіктіктердің z1 және z2 айырмашылықтарын ескермейтін болсақ, онда политропты процесс үшін Бернулли теңдеуін мына түрде жазуға болады:

бұл жерде α — Кориолис коэффициенті; n — газ политропының көрсеткіші. 6 тараудағы сияқты ауданы S саңылау арқылы газ ағыуының жылдамдығын анықтау үшін (20.1) Бернулли теңдеуін пайдаланымыз (Сур. 20.1.) v1 жылдамдықты нольге тең, ағысты турбулентті (α2 = 1) деп есептеп жәнеhпот 0 болған кезде жоғалуды есепке алмай, мынаны аламыз:

бұл жерде p1 және p2 — сәйкесінше резервуардағы және газ ағып келетін ортадағы газдың қысымы, яғни газ ағынының басындағы және соңындағы қысымы.

Егер (8.10) формуладан және төмендегі өрнек шығатындығын ескерсек,

онда, алгебралық түрлендірулерді жүргізіп, ауданы S қима арқылы v жылдамдықпен өтетін газдың массалық шығынын анықтау үшін формуланы мына түрге келтіруге болады:

Көпшілік өнеркәсіптік пневможүйелерде ауа параметрлерінің өзгерісінің адиабаталық процесі немесе политроп көрсеткіштері n өзінің мәні бойынша адиабата көрсеткішіне k = 1,4 жуық болған кезде политропты процесс жүреді. Сондықтан (20.2) формулаға тәжірибелік есептеулер үшін n орнына k адиабата көрсеткішін қойған дұрыс. Сонымен бірге ауаның нақты ағындарында саңылау арқылы сығылмайтын сұйықтық ағып болған кезде нақты шығынның теориялық шығынға қатынасы болып табылатын шығын коэффициентімен µ ескерілетін жоғалулар болады (6 тарауды қараңыз). Жоғарыдай айтылғанды ескере отырып, сонымен бірге Клапейрон теңдеуін (8.1) пайдалана отырып, (20.2) формуланы ауданы S саңылау арқылы ауаның массалық шығынын есептеуге арналған жалпы формулаға түрлендіреміз:

(20.3) формулаға талдау жүргізе отырып, p2 / p1 = 0 және p2 / p1 = 1 болған кезде Qm массалық шығын 0 тең екендігіне көз жеткізуге болады. Сәйкесінше, Qm массалық шығын максимум мәнге жететін p2 / p1 мәнін Qm = f ( p2 / p1 ) = 0 функциясының туындысын нольге теңестіріп алуға болады.

Нәтижесінде максимум Qm массалық шығын кезінде болады.

k = 1,4 болған кездегі ауа үшін бұл қатынас шамамен 0,528 құрайды. 20.2 суретте штрихты сызық (20.3) функциясының графигіне сәйкес келеді, ал тұтас сызықпен нақты, эксперименталды дәлелденген тәуелділік көрсетілген. 0,528 < p2 / p1 <1 аралықта теориялық және нақты тәуелділіктер сәйкес келетіндігі, ал 0< p2 / p1 <0,528 аралығында айтарлықтай ерекше болатындығы белгілі, себебі бұл аумақта Qm шығын қысым өзгерісіне тәуелді болмайды және максимум мәнде тұрақты болып қалады. p2 / p1 <0,528 қатынасы «критикалық» p / p  деп аталады, ал қысымдардың осындай қатынасындағы ауа ағысының жылдамдығы v2 идеал газ үшін формуласымен анықталатын дыбыс жылдамығына тең болады.

а= kRT .

б)критика үстілік аумақ (дыбыстан жоғары), ол үшін массалық шығын (20.3) формулаға (20.4) формуладан p2 / p1 мәндерін қою арқылы алынатын формула бойынша анықталады:

Гидравликадағы сияқты (5 тарауды қараңыз) құбыр желілерінде газ ағысын есептеу құбыр ұзындығы бойынша жоғалуды анықтауға келтіріледі. Сығылмайтын сұйықтық ағысымен салыстырғанда газдың ағысы – ең алдымен құбыр желісінің бойымен газ параметрлерінің өзгерісіне байланысты және сәйкесінше газ ағысының жылдамдығы мен режимінің өзгерісімен байланысты күрделі құбылыс. Тәжірибеде дұрыстығы тәжірибелік тәсілдермен дәлелденген болжамдарға негізделген есептеудің жуықталған әдістерін пайдаланады. Құбыр желісі жеткілікті түрде ұзын болған кезде, тіпті ол жылу оқшаулғанған жағдайда газ ағысы тұрақты температурада жүреді. Егер T = const деп қабылдаса, онда тұтқырлық та және сәйкесінше Re саны да тұрақты болады. Осыны есепке алғанда құбыр желісі бойынша жоғалу гидравликаның белгілі формуласы бойынша анықталуы мүмкін (5.3 бөлімді қараңыз):

Бұл фрмулаға гидравликада қолданылатын формулаға қарағанда орташа тығыздық мәнін Pср = p1+2/2 қояды, бұл жерде ρ1 және ρ2

бұл жерде Qm — ағын бойымен тұрақты болатын газдың массалық шығыны. Емептеулер мен тәжірибелер құбыр желісіндегі ауа ағысы әдетте турбулентті сипатқа ие болатындығын және Re саны 2300 бен 108 аралығында болатындығын көрсетеді. Сондықтан, λ мәнін гидравликадағы сияқты (5.7) формула бойынша анықтайды, ол жерде

Егер құбыр желісі бойынша газ ағысы 0,9 p2 / p1 <1 болған кезде қысымның аз өзгерісінен жүрсе, онда жуықталған есептеу үшін массалық шығынды Qm келесі формула бойынша анықтауға болады

Пневматикалық жүйелерде гидрожүйелердегі сияқты арнайы жергілікті кедергілер әсіресе басқару және бақылау жүйесін құрастырған кезде маңызды роль атқарады. Ең кең таралған арнайы жергілікті кедергілер пневможүйелерде де, гидрожүйелерде де бір қызметті атқаратын және бір приницп бойынша құрастырылатын дроссельдер болып табылады (13.2 бөлімді қараңыз). Пневмодроссель арқылы ауа ағысын адиабаталық деп есептеп, ( p2 / p1 )кр < p2 / p1 <1 болған кезде массалық шығынды Qm (20.3) кр формула бойынша, ал p2 / p1 < p2 / p  болған кезде (20.5) формула бойынша 1 кр анықтауға болады. Алайда (20.3) формуланың күрделілігіне байланысты тәжірибеде оұқсат етілген қателікпен мына формула бойынша пайдаланады:

(20.7) формуладағы 1 және 2 индекстер сәйкесінше дроссельге дейінгі және дроссельден кейінгі қималарға келеді, Sдр – дроссельдің өткел қимасының ауданы, ал р – сығылмайтын сұйықтықтағы сияқты анықталатын шығын коэффициенті (6 тарауды қараңыз). Пневматиканың кейбір элементтері үшін кейбір есептерді шешу үшін дроссельдерді тізбектей орналастырады. 20.3 суретте осындай элементтің приницпиалды схемасы келтірілген.

Сур. 20.3. Пневмодроссельдерді тізбектей жалғау схемасы

Сур. 20.4. Қысымның пневмодроссельдердің өткел қималарының аудандарының квадраттарының қатынасына тәуелділік графигі Тұрақты р0 = const қысым ұсталып тұратын А резервуарынан екі тізбектей орналастырылған, өткел қималарының ауданы сәйкесінше Sдр1 және Sдр2 болатын Д1 және Д2 пневмодроссель арқылы атмосфераға (р2 = ратм) ауа ағып ығады. Осындай жалғау кезінде дроссельдер арқылы массалық шығындар бірдей болатындықта, онда (20.7) жеңілдетілген формуланы пайдаланып, былай жазуға болады:

Пневмоавтоматика үшін ыңғайлы және өте маңызды тәуелділікті алу үшін ауаның сығылғыштығын ескермеуге болады (ауа ағысының жылдамдығы 70 м/с төмен болғанда рұқсат етіледі), ал бір типті Д1 және Д2 дроссельдер үшін шығын коэффициенттері µ бірдей. Сонда (20.8) теңдеудің оң және сол жақтарын квадраттап және р2 = ратм болған кезде нольге тең болып қабылданатын қысымды өлшеудің артық жүйесіне өтіп, мынаны аламыз:

20.4 суретте (20.9) формулаға сәйкес келетін р1/ р0 қатынасының S 2/ S 2др 1 шамасына иәуелділік графигі келтірілген. р0 = const болған кезде бұл график p = f (S 2/ S 2). функциясын өрнектейді. Графиктегі ab аумағы әдетте пневмоавтоматика элементтері жұмыс істейтін сызықтыға жуық аумағына сәйкес келеді. Бұл аумақ жуықтап 0,3 пен 1,2 дейін Sдр 2 2 / Sдр 1 аралықта жатады. Осы тарау материалдарының негізінде статика заңдары мен газ бен сұйықтық қозғалыстарының заңдары өнеркәсіптік пневможүйелер үшін бірлей деуге болады. Сондықтан пневматикалық және гидравликалық жүйелердің тағайындалуы, жұмыс істеу принциптері, жіктелуі, терминологиясы мен шартты белгілеулері ұқсас болады. Пневмоэлементтердің конструкциялық ерекшеліктері және олардың ерекше түрлерін (кондиционерлер мен пневомаппараттар) қолдану жұмыс ортасы ретінде қолданылатын газдың ерекшеліктеріне негізделген.

Кез келген компрессорлық қондырғылар құрамына, компрессордың өзінен басқа, бақылау және реттеу элементтері кіреді, сондай-ақ ауа ортасының кондиционерлері. Дайындау және сығылған ауа пайдаланудың жалпы жүйесін ұсыну үшін стационарлық компрессорлық қондырғының оңайлатылған сызбасын қарастырайық, яғни ол сығылған ауаның мүмкін болатын барлық тұтынушыларының орталықтандырылған қоректенуін жүзеге асырады. 21.1 суретте шартты белгілермен осындай пневможелі көрсетілген

Сур. 21.1. өндірістік пневможелі сызбасы: 1 — ауажинағыш; 2, 15 — сүзгілер; 3 — компрессор; 4 — салқындатқыш; 5 — фильтр-ылғал бөлгіш; 6, 16 — химиялық тазартқыштар; 7 — ауа жинағыш; 8 — манометр; 9 — сақтандыру клапаны; 10 — конденсатты бөлгіш; 11 — майшашыратқыш; 12 — пневмомотор; 13 — сөндіргіш; 14 — редукциялық клапан

Сур. 21.2. Ауа тартқыш фильтрінің сызбасы Қоршаған ортадан ауажинағышқа 1 түсетін ауа құрамында көп мөлшерде шаң-тозаң бар. Абразивті қасиеттерге ие бола отырып, шаң бөлшектері компрессордыңбөлшектерінің жылдам тозуын тудырады. Сондықтан компрессор алдына арнайы тұтқыштар орнатады немесе қарапайым сүзгілер, сүзгі элементі ретінде онда мата немесе металл тор пайдаланылады. Мата сүзгіш элементі бар сүзгі 2 сызбасы 21.2. -суретте көрсетілген. Мұндай сүзгіде мақта-мата немесе жүн мата ағаш немесе металл қаңқаға керіледі, яғни ауа тек матадан өтуі керек және шаңнан тазартылған күйде компрессордың сору құбырына түсуі керек. Сүзгішке 2 қойылатын негізгі талап, сүзудің берілген қыр-сырынан басқа ауаның ағынына ең төменгі ықтимал кедергісі болып табылады Сүзгіш элемент ауданы келесідей болуы тиіс, яғни фильтрдегі қысым алмасуы Ар = рвх - рвых 100 кПа аспауы керек. Компрессордан 3 сығу процесінде қыздырылған ауа су салқындатқышқа 4 түседі, ол, әдетте, компрессордың конструкциясына кіреді (қар. бөл. 22). Ауаны салқындату су буы конденсациясына әкеледі, олар үйкелетін бөлшектерін майлау үшін компрессорде пайдаланылатын ауамен, майлар буымен бірге компрессорге келіп түседі. Сондықтан салқындатқыштан кейін ауа фильтр-ылғал бөлгіш 5 арқылы өтеді, ол қарапайым сүзгі тәріздес ауаны фильтлейді және бір мезгілде оны құрғатады. 21.3. суретте сүзгі-ылғал бөлгіш конструктивтік сызбасы көрсетілген. 1 арнасы бойынша келтірілген қысылған ауа, саңылау шағылдырғыш 7 арқылы 3 стаканға өтеді, олар өзінің құрылымы арқасында ауаға құйынды айналмалы қозғалысты хабарлайды. Ауаның ағымындағы су мен май ұсақ бөлшектері орталық тепкіш күштердің әсерімен стакан қабырғаларына лақтырылады және жапқышпен 4 бөлінген төмен аймаққа ағады, ол осы аймақта жинақталған конденсатқа ауа ағынына қайта түсуге кедергі жасайды. Кептірілген ауа сүзгіш элемент 6 арқылы шығыс арнасын 2 келіп түседі. Стаканды әдетте мөлдір материалдан дайындайды, сондықтан конденсат деңгейін анықтау оңай. Конденсаттың шекті деңгейіне жеткенде тиек краны 5 ашылады және конденсат сығылған ауа әсерінен стақаннан шығарылады. Конденсатпен бірге фильтрмен ұсталған қатты бөлшектер де жойылады.

Сур. 21.3. Фильтр-ылғал бөлгіш: 1 — кіріс каналы; 2 — шығу каналы; 3-стакан; 4 — жапқыш; 5 — бекітпе кран; 6 —фильтрлеуші элемент; 7 — шағылдырғыш. Ең үлкен қиындық ауа ағынынан компрессорлық майды жою болып табылады, ол 0,01...1 мкм өлшемді бөлшектері бар аэрозоль түрінде ауада бар. Бұл бөлшектер кішкентайлығынан ортадан тепкіш фильтр-ылғал бөлгіштен алып тастай алмаймыз. Сондықтан ауа фильтр-ылғал бөлгіштен 5 (21.1суретті қараңыз) химиялық құрғатқышқа 6 түседі, онда арнайы зат — адсорбент арқылы өту кезінде ылғал адсорбция жасалынады, адсорбент ретінде белсендірілген көмір, белсенді алюминий оксиді немесе силикагель пайдаланылуы мүмкін. Құрғатқаннан кейін ауа ауа жинағышқа (ресивер) 7 түседі. Пневможүйелерде ауа жинағыш бірнеше функцияларды орындайды: біріншіден, көп тұтыну сәттерді барынша пайдалану үшін сығылған ауаның қорын жасайды үшін; екіншіден, ауаны беру пульсациясын тегістейді, ол көлемдік типті компрессорды пайдалану кезінде туындайды, әсіресе поршеньдікте; үшіншіден, ауа ағынында бар ылғалды бөледі, ол ауа жинағышты толтыру кезінде және ауа жинағыш бойынша кеңейту кезінде конденсат түрінде түседі. Қалыпты жұмысын қамтамасыз ету үшін ауа жинағыш бақылау және басқару аппаратурасымен жабдықталған: қысымды бақылау үшін манометрмен 8; ауа жинағышта қысымның жоғары шегінде шектелетін сақтандырғыш пневмоклапанмен 9; конденсатбөлгішпен 10. 21.4 суретте типтік ауа жинағыш құрылымдық сызбасы ұсынылған. Жақсы ылғал бөлгіш үшін ауаны енгізуді, әдетте, ауа жинағыш ортаңғы бөлігінде жасайды, кіріс құбырын төмен бүге отырып, ал шығуы — жоғарғы бөлігінде. Ауа жинағыш ішіндегі қалқалар орнатады, олар ауа қозғалысының бағытын өзгертуге мәжбүрлейді, сөйтіп тепкіш күш жасайды және фильтр- ылғал бөлгіште ауаның құрғауына ықпал етеді. Конденсатауажинағыштыңтөменгібөлігіндежиналадыжәне конденсатбөлгіш арқылы мезгіл-мезгіл қолмен немесе автоматты түрде төгіледі. Ауажинағыштыңкөлемі компрессордың өнімділігіне және сығылғанауаныңтұтынатын кезеңділігіне байланысты анықтайды, бұл ауа жинағыш көлемі кемінде 0,5 W0 болуы тиіс, мұнда W — еркін ауаның көлемі (атмосфералық қысым және қалыпты температурада), компрессор 1 минутта сіңіретін.

Сур. 21.4. Ауа жинаушы Ауа жинағыш артында пневможелі, 21.1суретте көрсетілгендей, екі бұтаққа бөлінеді. Пневмолиния бойынша а сығылған ауа артық шкала бойынша 0,5...0,6 МПа жұмыс қысымымен, әртүрліпневмоқозғалтқыштарға шығарылады, мысалы, қалыптау машиналары және қысу механизмдерінің, көтергіштерінің пневмоцилиндрлеріне, сондай ақ қол пневмоқұралдары пневмомоторларына, бұрғылау бастарының және тасымалдаушы құрылғыларға. Мұндай қысымда жұмыс істейтін пневможүйелер, жоғары қысымды пневможүйелер деп аталады. а пневмосызығы бойынша сығылған ауа май бүркуішке 11түседі, ол ауа ағынына сұйық жағармай материалдарын беру арқасында, әдетте минералды майлар, пневмоқозғалтқыштар үйкелетін бөлшектерінің майлауын қамтамасыз етеді. Машина жасауда эжекторлық типті май таратқыштар ең көп таралды. Оларда ауа ағынына май бүркуіш стаканындағы майды беру сұйықтық қысымы мен май енгізілетін ауа ағыны жеріндегі қысым арасындағы айырмашылық есебінен жүргізіледі. Мұндай май бүркуіштің жұмыс істеу принципін 21.5 суретте ұсынылған сызба бойынша түсіндіру оңай.

Сур. 21.5. Майды ауа ағынына енгізуге арналған құрылғылар сызбасы: а — май бүркуіш; б — майлау қорегі; 1 — стакан; 2 — трубка; 3 — майы бар резервуар; 4 — қоректендіргіш; 5 — пневмобөлгіш Бернулли теңдеуіне сәйкес, ауа толқынында қысым р1 > р2. Ар = р1 - р2 есебінен стақаннан 1 тұтқа 2 бойынша шашырайды және ағынмен бірге пневмоқозғалтқышқа түседі. Мұндай май бүркуіш орталықтандырылып маймен пневможүйенің барлық пневмоқозғалтқыштарын, не пневмоқозғалтқыштар тобын қамтамасыз етеді. Бір пневмоқозғалтқышты майлаумен жеке қамтамасыз ету үшін, әр түрлі типтегі майлау қоректендіргіштері пайдаланады. Олардың бірінің конструкторлық схемасы және оның пневможеліге қосылу сызбасы 21.5, б суретте көрсетілді. р1 қысымы бар сығылған ауа минералды маймен резервуарға 3 жеткізіледі. Май құбыр желісі арқылы шағын диаметрлі қоректендіргішке 4 түседі. Егер пневмобөлгіш 5 В позициясында орналасқан болса, онда пневмоцилиндр шток қуысы атмосферамен біріктірілген (р2 = ратм). Сонда қысымның өзгеруі Ар = р1 - р2 әсерінен қоректендіргіштің тиек шаригін оңға жылжытады және дозалаушы камераға К жол ашады, пневмосызықпен камера хабарламасын бір мезгілде жауып тастайды. Камера маймен толтырылады. Таратушыны А позициясына ауыстырған кезде, " р2 қысымы мен шарик серіппе әсерінен солға жылжиды, дозалаушы камераға кіру жолын жабады және бір мезгілде оны пневмосызықпен байланыстырады, ол бойынша майы К камерасынан ауа ағынымен бірге пневмоцилиндрдің жұмыс қуысына келіп түседі. Әдетте бергіш 4 пневмоқозғалтқыштың тікелей жанында орналастырады, ал резервуарға 3 бірнеше қоректендіргіштер қосылған болуы мүмкін. 21.1 суретте пневмоқозғалтқыш ретінде пневмомотор 12 көрсетілген. Пневмомотордан шыққан ауа атмосфераға сөндіргіш 13 арқылы түседі, ол пневмоқозғалтқыш жұмысы кезінде пайда болатын шу деңгейін төмендету ролін атқарады. Бұл шу механикалық немесе аэродинамикалық текті болуы мүмкін. Механикалық шу негізінен, қозғалмалы бөлшектер пневматикалық қозғалтқыштар мен басқару құрылғыларында соққан кезде пайда болады (поршеннің цилиндр қабырғаларын соққанда, клапандар ашамайды соққанда, құбыр дірілінен және т. б.). Механикалық текті шуды азайту конструктивтік шешімдерді оңтайландыру,тежегіш және амортизациялайтын құрылғыларды пайдалану есебінен қол жеткізіледі. Сонымен қатар, пневможүйелердегі механикалық шу, әдетте, аспайтын жабдықтардың учаскесінде басқа жұмыс істейтін шудың деңгейінен аспайды және салыстырмалы түрде жоғары емес жиілігіне ие. Аэродинамикалық шу шығу кезінде қоршаған орта ауасымен шыққан ауаның турбулентті араластыру негізінен туындайды. Жоғары қысымды пневможүйелерде шығу кезінде атмосфераға ауаның өтуі кезінде дыбыс жылдамдығына ұқсас жылдамдықпен болады, ал аэродинамикалық шудың қарқындылығы ауа ағысы жылдамдығына елеулі байланысты болады. Көптеген пневмоқозғалтқыштардың жұмысы кезінде аэродинамикалық шудың деңгейі, оны төмендету құралдармен жарақтандырылмаған кезде 95...120 дБ құрайды, әрі ең жоғары деңгейі дыбыс спектрінің жоғары жиілікті бөлігінде болады, ол қазір адамға зиянды әсерін айтарлықтай қиындатады. Аэродинамикалық шудың деңгейін төмендету үшін арнайы құрылғыдлар қолданылады— сөндіргіштер, олар шығу ауаның кезінде жылдамдығын төмендетеді. өнеркәсіптік пневможүйелерде белсенді сөндіргіштерді кең пайдаланады (үйкеліс сөндіргіштері), онда ауа кеуек өткізгіш материал арқылы өту кезінде жылдамдық сөнеді (синтетика, металлокерамика, минералды ұнтақты материалдар және т. б.). 21.6. суретте ауа ағынының радиальды шығумен кеуекті керамикадан тығынмен қоса берілген үйкеліс бәсеңдеткішінің құрылымдық сызбасы ұсынылған. Мұндай бәсеңдеткіштер өлшемі 100 мкм ұяшықпен неғұрлым тиімді болып табылады. Көрсетілген бәсеңдеткіштердің қарапайымдылығы мен төмен құны әрбір пневмоқозғалтқыштың олардың жеке шығуында пайдалануға мүмкіндік береді. Алайда, мұндай бәсеңдеткіштер арқылы майтаратқышпен ауа ағынына енгізілген майлардың аэрозольді бөлшектері өтеді, ол өндірістік үй-жайларда қоршаған ортаның ластануына әкеледі. Анықталғаны, майлы аэрозоль концентрациясы ауаның 1 м3 –на 5 мг – ы өкпеге зақым келтіруі мүмкін.

Сур. 21.6. Бәсеңдеткіштер: а — үйкеліс бәсеңдеткіші; б — фильтр-бәсеңдеткіш; 1 — ұсақ кеуекті фильтрлеуші элемент; 2 — қатты талшықты фильтрлеуші элемент; 3 — стакан; 4 — кеуекті тығын Сондықтан майлы аэрозольді аулауға қойылатын жоғары талаптар кезінде аралас типті бәсеңдеткіштер пайдаланады фильтр-бәсеңдеткіштер (сур. 21.6, б). Фильтр – бәсеңдеткіште ауа фильтр элементі 1 ұсақ кеуекті қабаты арқылы өтеді, онда аэрозольді бөлшектер неғұрлым ірі тамшыларға бірігеді, содан кейін қатты талшықты фильтр элементі арқылы өтеді 2. Ауаның кеңеюі фильтроэлементтің екінші қабатында ауа жылдамдығының едәуір төмендетуіне әкеледі және май тамшылары ауырлық күшінің әсерімен стакан түбіне ағады 3. Ауаның атмосфераға шығуы кеуекті тығын 4 арқылы жүргізіледі, ол кәдімгі үйкеліс бәсеңдеткіші болып табылады. Фильтр- бәсеңдеткіштер шуды тиімді төмендетеді және майдың аэрозолдарын қабылдайды. Алайда, неғұрлым күрделі құрылымы мен фильтр- бәсеңдеткіштердің жоғары құнын ескере отырып, оларды әдетте жалпы шығу құбырда орналастырады, бірнеше пневмоқозғалтқыштар шуғуын біріктіреді. b пневмолиниясы бойынша (21.1суретті қараңыз) сығылған ауа ауа- жинағыштан 7 реттеу және бақылау пневмоэлементтеріне келіп түседі, олар сызбада шартты түрде А блогына біріктірілген. А блогына енгізілген пневмоэлементтердің артық жұмыс қысымы 0,05...0,20 МПа шегінде орналасқан. Осындай жұмыс қысымы бар пневможүйе төмен қысымды пневможүйе болып саналады, сондықтан сығылған ауа b пневмолиниясы бойынша пневматикалық редукциялық клапанға келіп түседі (редуктор) 14, ол қысым деңгейін төмендетеді және оны тұрақты жұмыс процесінде қолдайды. 2.17 суретте 0,6 МПа-ға дейін артық қысымымен жұмыс істейтін пневматикалық редукциялық клапанның құрылымдық сызбасы ұсынылған. Ркір қысымы бар ауа редукторге беріледі және корпустың 2 ашамайы және бекіту-реттеуші элементтің үстіңгі клапаны 1 арасындағы саңылау арқылы ршығ < ркір қысымымен шығуға түседі. Редуктордың шығыс қуысы арнасы арқылы қуыспен 3 жеткізіледі, сондықтан ршығ мембранаға 4 әсер етеді, жоғарыдан серіппелер 5 күшімен жүктелген, ол бұранда 6 арқылы реттеледі.

Сур. 21.7. Пневматикалық редукциялық клапан: 1 — тиекті-реттеуші элемент; 2 —корпус; 3 — қуыс; 4 — мембрана; 5— серіппе; 6 — реттеуіш бұрама Тиекті-реттеуші құрылғы статикалық күштерінің теңдеуі келесі түрде жазылған болуы мүмкін

Гидрожүйелерде жұмыс істейтіндердегі қысымдардан едәуір аз қысымда жұмыс істейтін пневматикалы қредукциялық клапандарда, сондықтан (21.2) формула келесі түрде жазылған болуы мүмкін Sк << Sм ,

Пневматикалық редукциялық клапандардың жұмыс істеу принципі және күштерінің теңдеуі гидравликалық редукциялық клапандағыдай болады (қараңыз 13.3 бөлімшесі). Бекіткіш-реттеуші құрылғысы конструкциясында біраз айырмашылықтар байқалады. Ең алдымен, үлкен алаң икемді мембраналарын пайдалануға байланысты жұмыс қысымы төмендігі мен герметизациялау жоғары дәрежесінің қажеттілігі. Редукциялық клапаннан кейін (21.1суретті қараңыз) ауа қосымша сүзгі 15 және химиялық құрғатқыш 16 арқылы А блогы пневмоэлементтеріне келіп түседі. Қосымша фильтрлер, фильтр – ылғал бөлгіштер және химиялық тазартқыштар әдетте пневмоэлементтер немесе блог пневмоэлементтері алдында орналастырады, олардың жұмысы кезінде ластануы мен ылғалдылығы бойынша ауасына жоғары талаптар қойылады, әсіресе, егер қорек көзінен сығылған ауа ұзын құбырлар бойынша пневмоэлементтерге шығарылса. Ауаның құбыр бойынша қозғалысы барысында, оны салқындату және конденсатының түсуі (ылғал буы) орын алады, сондай-ақ қабыршақ, тот және т. б. бөлшектермен ауаның ластануы жүреді. Пневможүйелерде сығылған ауа пневмо желілерде тасымалданады, олардың құрылымы жұмыс қысымына байланысты болады. Жоғары қысымды магистралдық пневможелілерде ауа, әдетте, болаттан, алюминийден, мыстан немесе жезден жасалған қатты металл құбырлар бойынша тасымалданады. Мыстан, мыс және алюминий қорытпаларынан жасалған құбырлар жоғары икемділігімен ерекшеленеді, күрделі бұрылыстары бар пневможелілердің қысқа учаскелері үшін және монтаждау процесінде мөлшерін келтіру қажет болған жағдайда ыңғайлы. Бұл артықшылықтар жоғары дәрежеде шағын диаметрлерде байқалады, сондықтан мұндай құбырларды мәжбүрлеу 20... 25 мм диаметрге дейін пайдаланады. Сонымен қатар, түсті металдардан құбырлар коррозияға қарсы жабындарды талап етпейді. Алайда, олардың құны болат құбырлар құнынан жоғары болады, олар әдетте үлкен диаметрлер үшін пайдаланылады, көміртекті болаттан дайындайды және мырышпен, мыспен және т. б. жабу есебінен тоттанудан сақтайды. Пневмоқозғалтқыштарға, мысалы, пневмоцилиндрлерге немесе қол құрал-саймандары пневмомоторларына, тоқыма қаңқасы бар (резеңке құбырлар) ауа икемді резеңке шлангтар бойынша шығарылады. Қатты құбырлар үшін де, резеңке шлангілер үшін де құбырлар желісін біріктіру және оларды пневмоагрегаттарға қосу жалғағыш арматура көмегімен жүзеге асырылады, ол гидравликалық жүйелер арматурасына толығымен ұқсас (14.2 бөлімді қараңыз). Төмен қысымды пневможелілерде, әдетте, полиэтиленнен немесе поливинилхлоридтен жасалған пластмасса құбырлар пайдаланылады. Мұндай құбырлардың негізгі артықшылықтары: тотығудың болмауы, құнының аздығы, кіші массасы және ыңғайлы құрастыру. Пластмасса құбырлардың қосылыстары, олар кеңінен қолданылатын, мысалы, тасқынды пневмоэлементтерде болып келеді. Ол 21.8. суретте ұсынылған. Мұндай бұрандасыз қосылыстар тығыздағыш бетінің әртүрлі конфигурациясы бар металдық немесе пластмассалық ниппель көмегімен жүзеге асырылады. Мұндай қосылыстар пайдалану кезінде, 40 °С – тан астам температура жағдайында пластмасса түтіктерді 100 °С температураға дейін қыздырылған ниппелге кигізіледі, содан кейін қоршаған ортаның температурасына дейін салқындатылады. Пневможеліні есептеу екі негізгі компонентті қамтиды: құбырдың ішкі диаметрін анықтау және құбырдағы шығындарды анықтау.

Алдымен келесі формула бойынша ішкі диаметрін анықтайды

Мұндағы Q — көлемді ауа шығыны; v — ауа қозғалысының жылдамдығы; р0 және р— ауа қысымы мен құбырдағы атмосфералық қысым кезіндегі тиісінше ауаның тығыздығы.

Бұл ретте, ұзындығы кем дегенде 500 м жоғары қысымды, магистральды құбырлар үшін ауаның қозғалу жылдамдығы 10 м/с аспауы тиіс деген ережеге бағынады. Едәуір қысқа құбырлар үшін 15 м/с дейін жылдамдық қабылдау ұсынылады, ал бір пневможетек элементтерін жалғайтын құбырлар үшін 40 м/с жылдамдығына жол беріледі. Ішкі диаметрі анықталғаннан кейін, құбыр бойынша ауа қозғалысы кезіндегі қысым жоғалтуды 20.3 бөлімшесі формулаларын пайдалана отырып, есептейді:

∆р = ∆ртр + ∆рм, онда ∆ртр — ұзындығы бойынша үйкеліске жоғалту; ∆рм — жергілікті кедергі шығындары. Әдетте құбыржелісіндегі шығын, оның параметрлерін дұрыс таңдаған кезде, жұмыс қысымының 5...10%-нен аспайды.

Пневможелінің элементтерін монтаждау, баптау және пайдалануға қойылатын негізгі талаптар: Монтаждау, баптау және пайдалану ережесін сақтау көбінесе жеке пневмоқұрылғылардың да, тұтасымен пневможүйенің сенімділігі мен төзімділігін анықтайды. Кез келген пневматикалық құрылғыларды монтаждауға қойылатын жалпы талаптарды келесідей жинақтауға болады: пайдалану кезінде сыртқы зақымдану мүмкіндігін алып тастау; ішкі қуыстарының ластану мүмкіндігін алып тастау; реттеу және қызмет көрсету үшін қол жетімділігін қамтамасыз ету; ауа ағынының бағыты пневматикалық құрылғыларды құрастыру.

Монтаждаудан кейін пневмомоторды тиісті механизмде бос жүріс режимінде қолданып көру керек. Білігіндегі осьтік күшке жол берілмейді. Бұдан әрі пневмомоторды жұмыс режимінде 15.20 мин сынау керек, онда қосылыстар герметикалығына, мотор ішінде тарсыл мен шудың болмауына, сыртқы бетінің, әсіресе, мойынтіректі орналастыру аймағында қызуына назар аудару қажет. Қыздыру 60 °С-тан жоғары болмауы керек. Пневмоцилиндрлерді монтаждау пневмоцилиндрдің және алдыңғы механизмнің шток осьтері қисаюының немесе қозғалуының болмауын қамтамасыз етуі тиіс. Пневмоцилиндрлерді тесігін төмен қаратып орналастырған жөн, яғни ол жұмыс қуыстарында конденсат жиналуын болдырмау үшін сығылған ауаны әкелу үшін жасалады. Бір жақты әрекетті пневмоцилиндрлерде қуысты атмосферамен жалғастыратын тесіктегі жұмыс істемейтін қуысқа ластануды болдырмау үшін фильтр (сапун) орналастырады. Монтаждаудан кейін, шток және алдыңғы тетіктің бірлескен орын ауыстыруының бостандығы мен бірқалыптылығын анықтайды, ол үшін жүріс еркіндігін қамтамасыз ете отырып, біріктіретін саңылаулардан көлік тығындарын алып тастайды. Филътр-ылғал бөлгіш әрекет ету принципін негізге ала отырып, оларды тігінен жөндеу қажет. Мұндай құрылғылар тек тамшылы ылғалды және қатты ластану бөлшектерін ғана алып тастайды, ал қалған булар құбыр желісінде сұйық түрге айналуы мүмкін. Сондықтан фильтр-ылғалбөлгішті мүмкіндігінше пневмоэлементтерге жақын орналастыру керек. Егер фильтр-ылғал бөлгіштен конденсат автоматты конденсаталыстатқыш арқылы шығарылады, онда пайдалану кезінде оның каналдарының қадағалап ластану мүмкіндігін қадағалап отыру қажет. Қолмен конденсаталыстатқыш неғұрлым қарапайым, арзан және сенімді, алайда тұндырмадағы конденсаттың жинақтау қаупі нормадан аз болса, ал оның тастауы жұмыс ауысымында бір реттен жиі жүргізілмесе оны қолдану керек болады. Пайдалану процесінде фильтрлеуші элементте тұнып қалатын ластанудың қатты бөлшектерін де арасында алып отыру керек Арзан фильтрлеуші элементтер (қағаз, мата) жай ғана алмастырады, ал қымбаттары (керамикалық, ұнтақты) жуу арқылы ластануды тазартады немесе жұмыс процесінде ауа жіберу, кері қозғалыс бағыты бойынша жіберу мүмкіндігіне ие. Майбүріккіш сондай-ақ тек тігінен ғана жөнделеді, әрі майлау объектісіне жақынырақ және одан жоғары орналастырылады. Бұл май қажетті бағытта ауырлық күшінің әсерімен қозғалуы үшін қажет. Пайдалану кезінде майбүріккіш бөшкесіндегі майлайтын сұйықтықтың деңгейін бақылау қажет.

Монтаждау кезінде құбырлардың иілуінің ерекше маңызы бар. Иілудің минималды радиусы Rmіn мәндерімен шектелген, бірақ құбырлардың статикалық және шаршағыштық беріктігі бұзылмайды. Болат құбырлар үшін Rmіn = (3...5) Д, мұнда D — құбырдың сыртқы диаметрі. Түсті металдардан жасалған құбырлар үшін Rmіn = (2... 3)D, ал пластмасса құбырлар үшін Rmіn = (3 ...6) D. Иілгіш шлангтерді монтаждау кезінде, әсіресе оларды жылжымалы пневмоқозғалтқыштарға жалғаған кезде ескеру қажет, ал бұралуда жұмыс істеуге жол берілмейді. Монтаждау кезінде крандардың, клапандардың құбыржелілерінде, және басқа да пневмоқұрылғыларда оларды тіректерде орналастыру керек (қапсырмада, крон-штейндерде және т. б.). Құбыржелілерін пайдалану процесінде мезгіл-мезгіл тазалап отыру керек. Металл құбырларды тазалау екі тәсілмен жүргізіледі: қысылған ауамен үрлеп тазарту және жуу. Үрлеу құбырды әдеттегі ластанудан жақсы тазартады, бірақ қоқысқұрушы шөгінділерді, тоттануды, қақты және т. б. жоюға мүмкіндік бермейді. Бұл ластану өнімдерін құбырларды түрлі синтетикалық жуғыш құралдар ерітінділерімен жуу арқылы тазалайды. Пластмасса құбырларды пайдалану кезінде майысудың, құбырдың жылжымалы бөлшектермен жанасуының, тұтастығының бұзылуының болмауын қадағалайды. Құбырлар жұмыс қабілетінен айырылған жағдайда алмастырылады.

Жоғарыда 20.3, бөлімінде айтылып кеткендей пневматикалық және гидравликалық жүйелердің ұқсас элементтерінің жұмыс істеу қағидалары бірдей. Бұны толық түрде пневматикалық машиналарға да гидравликалық машиналарға да жатқызуға болады. Сондықтан да, 12 мен 16 тарауда келтірілген гидромашиналардың жұмысын суреттеуші теңдеулер, олардың негізгі парамертлерін анықтауға арналған формулалар, сипаттамалар мен классификациялар пневматикалық машиналар үшін де ортақ. Компрессор деп газдарды қысу мен өткізуге арналған машиналарды атайды. Бұл машиналарда жеткізілген механикалық энергия газ ағыны энергиясына айналады. Жұмыс істеу принципіне қарай компрессорлар гидравликалық сорғылар сияқты екі топқа бөлінеді: динамикалық және көлемді болып.

Динамикалық компрессорларда оның ағынды бөлігіндегі газға компрессордың жұмыс құралдары күштік әрекет етуі арқылы газ ағынына энергия беріледі. өнеркәсіпте қалақ типті динамикалық компрессорлар қолданылады, олардағы жұмыс құралы қалақтары бар доңғалақ. Бұл қалақтар айналған кезде газға күштік әрекет әсер етеді. Газ ағыны қозғалысының бағыты жұмыс доңғалағының айналу өсіне қатысты қалақты компрессорлар ортадан тепкіш және өстік болып бөлінеді. Егер де қалақты компрессорда бір жұмыс доңғалағы (бір сатысы) газды қысуға қажетті қысымды бере алмаса, онда қысудың бірнеше сатысын рет- ретімен қолданады - көп сатылы компрессорлар, оларды газ жұмыс қысымы 1МПа-ны немесе одан жоғары құрайтын пневможүйелерде қолданады. Ортадан тепкіш компрессордың бір сатысының сұлбасы 22.1,а суретінде келтірілген. Жұмыс доңғалағында энергия алған газ алдымен диффузор 4 беріледі, онда кинетикалық энергия потенциалдық энергияға айналады, кейін газ кері бағыттаушы аппарат 5 беріледі, бұл жерде потенциалдық энергия қайтадан кинетикалық энергияға айналады. Жұмыс доңғалағы мен кері бағыттаушы аппарат диафрагмамен 6 бөлінген. Көпсатылы ортадан тепкіш компрессорында сатылар 22.1, б суретінде көрсетілгендей рет-ретімен жалғасқан. Сатылар саны компрессордан шығарда қажет газ қысымы шамасымен анықталады, яғни қарапайым конструкцияларда бір сатыда қысым 1,2 ... 1,5 есе жоғарылайтынын ескеру керек. Қарапайым бірсатылы өстік компрессордың мысалы - бұл тұрмыстық желдеткіш, оның роторында қалақтар (күрекшелер) орналасқан, олар ауаға өстік қозғалыс береді өнеркәсіпте өстік компрессор - бұл сатылардың бағыттаушы аппараттарын құрайтын, әр қатары жұмыс доңғалағының бір сатысын білдіретін кескінделген күрекшелер қатарлары бекітілген ротордан және сондай күрекшелер қатарлары бекітілген статордан тұратын күрделі көп сатылы қалақты машина. Көп сатылы өстік компрессордың құрылымдық сұлбасы 22.1, в суретінде келтірілген. Газ компрессорға бірінші сатылы жұмыс доңғалағының күрекшелеріне кіріс конфузоры арқылы немесе кіріс КА бағыттаушы аппаратының күрекшелері арқылы беріледі, бұл газ ағынына алдын-ала бұрауыш сипаттамасын беріп, сол арқылы компрессордың жұмыс сипаттамаларын жақсартады. Кіріс бағыттаушы аппаратынан кейін компрессор сатылары орналасқан. Әр саты - жұмыс доңғалағы ЖД мен одан кейін орналасқан бағыттаушы аппараттың БА қосындысы. Бағыттаушы аппараттың мақсаты - жұмыс доңғалағынан шығатын газ ағынына келесі сатыға өту үшін қажетті қозғалыс бағытын қамтамасыз ету. Компрессордың N сатыларынан өтіп, газ ағыны бұралған әрі жоғары жылдамдықта шығады. Ағынды тарқатып, жылдамдығын баялату үшін кіріс диффузоры алдында түзеуші аппарат ТА орнатылады.

Көлемді компрессорлар жұмысы көлемді сорғыларды сияқты, жұмыс камераларынан ығыстырушылар қозғалысы нәтижесінде газды ығыстыру қағидасына негізделген. Егер ығыстырушылар тек қана үдемелі қозғалыстар жасайтын болса, ондайкомпрессорладықайтарымды-үдемелі (немесе поршенді) деп атайды. Поршенді компрессордың жұмыс камерасында өтетін үрдістерді 22.2, а суретінде келтірілген индикаторлы диаграмма арқылы түсіндіруге болады. Ол газдың ағуы мен ағып кетуі, жұмыс камерасындағы ауа көлемі поршеннің шеткі сол жақтағы позицияда болу кезінде, сору және қысымды пневмосызықтарда, сондай-ақ клапандардың пәрменделігі жоқ деген долбарға негізделген. Поршеннің шеткі оң жақтан сол жаққа жылжуы кезінде газ қысылады. Қысу үрдісіне 1-2 диаграманың қисық сызығы сәйкес келеді. Қисық сызықтың сипаттамасы үрдіс сипатына тәуелді (изотермикалық, адиабатикалық немесе политропикалық). Газдың қысылу қысымы р2 орын алғанда, шығыс клапаны К ашылып, жұмыс камерасынан қысымды пневмосызыққа газды ығыстыру үрдісі басталады. Бұл үрдіске 2-3 изобаралар сәйкес келеді. Поршеннің шеткі сол жақ қалпында газ жұмыс камерасынан толық ығыстырылған, шығыс клапаны К1 ашық, ал кіріс клапаны К2 жабық болады.

Сурет 22.2. Поршендік компрессорлар а - бір сатының теориялық индикаторлық диаграмасы; б - цилиндрлері қатарлы орналасқан көп цилиндрлі компрессор; в - цилиндрлері радиал түрінде орналасқан көп цилиндрлі компрессор Клапан оң жаққа қарай жылжи бастағанда К1 клапан жабылады, ал К2 клапаны жұмыс камерасында қысым Р1 төмендегенде ашылып ұдайы қысыммен р1<р0 жұмыс камерасының толтырылуы басталады. мұндағы р0 - жұмыс камерасына берілетін ауа айналасындағы қысым. Бұл үрдіске 4-1 изобара сәйкес. Поршеннің шеткі оң жақ қалпына келген соң кезең қайталанады. 1-2-3-4-1 тұйық фигурасы компрессордың теориялық индикаторлық диаграмасы болып табылады. Компрессорда орын алған кел келген ақаулар (бітеуліктің бұзылуы, клапандар серіппесінің қирауы, пневмосызықтарда қосымша кедергілердің орын алуы сияқты және т.б) индикаторлы диаграмманың үлгілі формасынан ауытқуына әкеледі. Компрессорды қолдану кезінде ауық-ауық оның индикаторлы диаграмасын алып тұрады, және оны үлгілі диаграммамен салыстыра отырып компрессордың жұмысқа қабілеттілігін бағалайды. Поршенді компрессорда бір ғана жұмыс камерасын пайдалану, поршенді сорғыларда сияқты газ берілуінің анағұрлым солқылдауына әкеп соғады (12.2, а сур. қараңыз). Сондықтан-да өнеркәсіптік компрессорларда бірнеше жұмыс камераларын (цилиндрлерін) қолдану жүзеге асырылған, олар қатарлап (22.2, б сур.) немесе радиалды түрде (22.2, в сур.) орналасады. Мұндай компрессорлар көпцилиндрлі деп аталады. Ығыстырушылары айналмалы немесе айналмалы-удемелі қозғалыстар жасатын компрессорларды роторлы деп атайды. Өнеркәсіптік компрессорлық қоңдырғылар арасында ең кең қолданысқа ие болған түрі - бұл қатпарлы роторлы компрессор. Мұндай компрессордың құрылымдық сұлбасы 22.3 суретте келтірілген. Сыртқы қозғалтқыш статор (қорап 2) қуысы өсіне қатысты жылжытылған роторды айналдырады. Компрессордың жұмыс камералары ротордың үстіне, қорап қабырғаларынан және қатпарларынан 3 құралған, олар өз кезегінде ротордың жіктерінде еркін қозғалып, ортадан тепкіш күшпен компрессордың корабына жаншылады. Эксцентриситет арқылы ротордың айналуы кезінде жұмыс камералары көлемінің өзгеруі орын алады, және ротордың бір айналымы кезінде компрессор жұмысының үш үрдісі бақыланады, олар сұлбада келтірілген. Компрессор жұмысы кезінде бөлінетін жылуды апарғызу үшін қорап 2 қабырғаларының арасында салқындататын сұйықтық айналып тұрады. Қарастырылған компрессор типтерінің салыстыру гидравликалық сорғылар үшін ортақ параметрлер бойынша жүргізіледі (12.1 бөлімді қараңыз). Мысалы, қалақты компрессорлар қалақты сорғылар сияқты шапшаңдықпен, аз металды қажетсінумен, жіберудің байсалдылығымен, сенімділігімен, төзімділігімен ерекшеленеді, және маңызы аз емес жәйт бұл мұндай компрессордан шығарда газ май буларынан толық бос десе де болады. Алайда, әр саты шығарда төмен қысым ғана беруі мүмкін. Поршендік компрессорлар газдың жоғары қысымын жасау мүмкіндігіне қарамастан, бұл компрессорлар түрі үлкен металды қажетсінумен, жіберудің ауытқымалығымен, шектелген шапшаңдықпен ерекшеленеді. Роторлы компрессорлар поршендік компрессорлармен салыстырғанда металлды азырақ қажетсінумен, жіберудің байсалдылығымен және артық шапшаңдықпен ерекшеленеді. Көлемді компрессорларда үйкелетін сырт беттерді майлау тікелей жұмыс камераларында өткізілетіндіктен, қысылған газ компрессордан шығарда құрамында май буларының үлкен мөлшері болады. Термодинамикадан белгілі болғандай (8.6 бөлімді қараңыз), р — w координаталар жүйесінде жұмыс үрдісі тұйық сызықпен белгіленетін құрылғы үшін механикалық жұмысы осы сызықпен шектелген ауданына, яғни оның индикаторлы диаграммасының ауданына пропорционалды. Минималды аудан егер газдың қысылу үрдісі (22.2, а суретіндегі 1-2 қисық сызық) изотермикалық үрдіске сәйкес болса ғана орын алатын болады. Мұндай үрдісте газдың ұдайы температурасы компрессорда бөлінетін жылуды апартқызу арқылы қамтамасыз етіледі. Іс жүзінде газды қысудың изотермикалық үрдісіне қол жеткізудің мүмкін еместігі салқындату жүйесі конструкциясын күрделендіру қажеттілігіне байланысты. Түрлі типті өнеркәсіптік компрессорларда салқындату жүйесі қысудың политропикалық үрдісін қамтамасыз етеді, ол үшін политроп көрсеткіші 1 < n < к (ауа үшін к=1,4). Бұл ретте, салқындату жүйесі неғұрлым тиімді болса, газ қысу үрдісі соғұрлым изотермикалық үрдіске жақындай түседі. Компрессорларда салқындату сумен және ауамен салқындату түрлеріне бөлінеді. Ауамен салқындату тиімділігі жағынан нашар, және қуаттылығы аз компрессорларда қолданылады. өнеркәсіптік комрпрессорлық қоңдырғыларда салқындату қорабындағы қуыстар арасында, жұмыс камераларын айналып ағатын, салқындату сұйықтығының айналып ағуы арқылы салқындату қамтамасыз етіледі (22.3 сур. қараңыз). Ортадан тепкіш компрессорларда қуыстарды салқындату сұйықтығы әр сатыдағы бағыттаушы аппаратты айналып ағатындай жобалайды (22.1 сур. қараңыз). Мұндай салқындату түрін ішкі немесе жейделі деп атайды, себебі қорап қуыстары салқындату жейдесін құрайтындай сияқты болып көрінеді. Көлемді көп сатылы компрессорлар қолданылатын компрессорлық қоңдырғыларда ішкі салқындатудан басқа, сонымен қатар сыртқы салқындатуды қолданады. Сыртқы салқындатуда саты арасындағы жолдарға газ өз жылуын беретін салқындатқыштар қолданылады. Мұндай салқындатқыштар ретінде әдетте қарапайым түтікті жылу алмастырғыштарды (радиаторларды) пайдаланады, олардың ішінде қысыммен су немесе арнайы салқындату сұйықтығы айналып ағады. Ішкі салқындату мен қатар сыртқы салқындатуды қолдану компрессор жұмысының үнемділігін едәуір арттырады.

Пневматикалық қозғалтқыштар гидравликалық қозғалтқыштар сияқты қайтарымды-үдемелі (пневмоцилиндрлер), бұрылысты және айналмалы (пневмомоторлар) болып бөлінеді. Пневматикалық және гидравликалық қозғалтқыштар жұмысының сипаты бірдей болғандықтан, әдетте тек қана пневматикалық жүйелерде қолданылатын қозғалтқыштардың құрылымдық ерекшеліктерін қарастырайық.

Жоғары қысымды пневматикалық жүйелерде ең кең қолданысқа ие болған түрі - бұл біржақты немесе екіжақты ықпалды поршенді пневмоцилиндр. Ауаның сығымдылығы жоғары болғандықтан, сығылу кезінде ол едәуір энергияны жинайды. Белгілі бір шарттарда бұл энергия пневмоцилиндрлерде поршеннің және басқа да қозғалғыш массалардың кинетикалық энергиясына айналып, соққылы жүктемелерді тудырады, бұл өз кезегінде пневмоцилиндр қорабының қирауына немесе атқарушы механизмінің бұзылуына әкелуі мүмкін. Сондықтан да, атқарушы механизмінің байсалды (соққысыз) тоқтатылуы қажет пневможүйелерде, жүрісінің соңында тежелетін пневмоцилиндрлерді қолданады. Тежелудің негізгі тәсілі - поршень жүрісінің соңында ауа ағынының кедергісін арттыру. Тежелумен қамсыздандырылған біржақты ықпалды поршенді пневмоцилиндрдің мүмкін сұлбаларының бірі 22.4, а суретінде келтірілген. Диаметрі D болатын поршень 1 жұмыс жүрісі кезінде, d диаметрлі поршень бөлігі диаметрі d болатын қорап 2 қуысына кірмей тұрғанда, ауа газды шығаратын пневмосызыққа кедергісіз беріледі. Ал диаметрі d болатын поршень бөлігі қорап 2 қуысына кіргенде, ауа сояуыш қуысынан газ шығаратын пневмосызыққа сақиналық саңылау арқылы 5 = (d1- d)/2 беріледі. мұндағы сақиналық саңылау пневматикалық кедергі болып табылады. Сояуыш қуысында қысым жоғарылайды, сәйкесінше тежеу жігері пайда болады, ол поршень қозғалған сайын артады, себебі ауа ағынына кедергісі артады. Тежелумен қамсыздандырылған пневмоцилиндрдің шартты графикалық белгілеуі 22.4, 6 суретінде келтірілген.

Сурет 22.4. Пневматикалық цилиндрлер: а - жүрісінің соңындағы тежелумен; б - оның шартты графикалық белгіленуі; в - соққы әрекеті; г - сильфонды; 1 - поршень; 2 - қорап; 3,4 - кіріс каналдары; 5 - шығыс каналы Егер пневможүйеде жоғарыда атап өтілген құрылғысыз қарапайым цилиндр қолданылса, онда қажетті тежелуді сыртқы шығыс пневмосызығына арнайы жергілікті кедергінің (дроссель) қосылуы арқасында қамтамасыз етіледі. Соққы әрекетін қажет ететін қалыптау, таңбалау, саңылаулар тесу, құймаларды кесу және т.с.с технологиялық амалдарды қолдану кезінде соққылы пневмоцилиндрлер қолданылады. Олардың бірінің жұмыс сұлбасы 22.4, в суретінде келтірілген. Цилиндрде А, В, С 3 қуыс бар. А қуысы канал 3 жұмыс кезінде әрдайым қысымды гидросызықпен жалғасқан ресивер рөлін атқарады (рвх). Бастапқы қалпында В қуысы канал 4 арқылы атмосферамен жалғасқан, ал С қуысы канал 5 арқылы қысымды пневможүйемен жалғасқан. Тиімді аудандарының әркелкі екендігіне байланысты, поршень қорап қомына т саңылауын жауып, жанасады. Жұмыс жүрісін қамтамасыз ету үшін С қуысын атмосферамен жалғайды, ал В қуысының каналын 4 жауып тастайды. С қуысындағы қысым төмендеп поршень оңға қарай жылжи бастайды. Поршень т саңылауын ашқан сәтте, қозғалғыш күші кенет артады, себебі сығылған ауа рвх қысымымен поршеннің түгел ауданына әрекет етуде. Поршень айтарлықтай шапшаңдыққа ие болады. Поршеннің цилиндр қорабына соғылуынан сақтап қалу үшін, конструкцияда канал 5 жүріс соңыңда жабылуы қарастырылған. Поршень С қуысында ауа сығылуы нәтижесінде цилиндр қорабына соғылмай тоқтайды. В және С қуыстарының алдын-ала жалғасуында поршень бастапқы қалпына келеді. Мембраналы цилиндрлермен қатар, гидравликалық пневмоцилиндрлер сияқты олар да шығыс түйінінің кішігірім жылжулары кезінде қолданылады, төмен қысымды пневможүйелерде кішігірім жылжулардың кезінде сильфонды пневмоцилиндрлер қолданысқа ие. Мұндай пневмоцилиндрдің жұмыс камерасы ретінде металл түтікшесінің (сильфон) гофрленген қуысы пайдаланылады. бұл түтікше өз ұзындығын сығылған ауаның әсерінен ұзарта алады (22.4, г сур.). Әдетте, сильфонды пневмоцилиндрлер - біржақты ықпалды болып келеді. Бастапқы қалыпқа оралуы сыртқы кұштердің әсерінен немесе сильфонның өз серпілмелі күшінің арқасында қамтамасыз етіледі.

Бұрылыс пневмоқозғалтқыштары, гидравликалық қозғалтқыштар сияқты әдетте өз жұмысында поршеннің үдемелі қозғалысы шығыс түйінінің бұрылыс қозғалысына деген механикалық түрленуін қолданады. 22.5, а суретінде көрсетілгендей қозғалыстың механикалық түрленуімен қамсыздандырылған бұрылыс пневмоқозғалтқышының сұлбасы келтірілген, мұндағы канал 1 мен сәйкесінше қуыс А қысымды пневмосызыққа рвх қысымы арқылы әрдайым қосулы. Егер канал 2 қысымды пневмосызықпен, ал канал 3 атмосферамен жалғастырса, онда қысым айырмасы әсерінен поршень 4 сол жаққа қарай жылжи бастайды. Сонымен қатар, ол шынжырлы беріліс арқылы жұлдызша 5 сағат тілімен бұрып отырады. Жұлдызшаның айналуы, сәйкесінше шығыс білігінің кері жаққа айналуы канал 2 атмосферамен, ал канал 3 қысымды пневмосызықпен жалғастырғанда орын алады. Станоктарда бөлшектерді қажау механизмдері мен автоматикалық желілерде камералы бұрылыс пневмоқозғалтқышы қолдналады (22.5, б сур.). Сығылған ауа канал 6 арқылы қабырғалары иілгіш материалдан жасалған камера 7 беріледі. Ауа қысымымен камера кеңейіп 8 бен 9 иінтіректер өс айналасымен бұралады, бұл өз кезегінде В бөлшегінің қажауын қамтамасыз етеді. Сонымен қатар, қажауға салынатын пәрмен В бөлшегінің көлемдеріне тәуелді емес. Пневмомоторлар көбіне роторлы машиналар қағидасын пайдаланады. Ең кең қолданыстағы пневмоторлар бұл платиналы және тегершікті. Оларды қол пневосайманың, станоктар мен жүкшығырларын және т.с.с жалғау үшін қолданады. 22.6, а суретінде тегершікті пневмомтордың жұмыс сұлбасы келтірілген. Сығылған ауа қысыммен кіріс каналы А арқылы тісті доңғалаққа беріледі. Тістер ілініс нүктесінде b бір-біріне жанасып, жоғары қысым қуысын шығыс қуысынан В бөліп тұрады. Қысым рвх ілініс аумағында ab және dc теңгерілмеген учаскелері бар доңғалақ тістеріне әсер етеді. Бұл учаскелерде теңгерілмеген күштер пайда болады, олар өз кезегінде қысым рвх мен теңгерілмеген учаскелер ауданы қосындысына тең. Бұл күштер бағыттауыштармен көрсетілген бағыттарда доңғалақтардың айналу сәтін тудырады. Дәл осы қағида бойынша, РУТС типті пневмомотор жұмыс істейді, оның тістері өзіндік пішінге ие (22.6, сур.). 22.6, в суретінде пластиналы пневмомотордың сұлбасы келтірілген. Қысымы рвх болатын сығылған ауа берілуі статордың 1 DD учаскесінде өтеді, ал газдың шығуы СС учаскесінде. Жұмыс камерасы ротордың 2 сырт бетінен, статор 1 мен екі көрші пластиналардың 3 D'С учаскелерінен құралған. Ротор өстерінің эксцентриситеті мен статордың арқасында D 'С учаскесінде жұмыс камерасының көлемі артады, ал ауа қысымы кеңею кезінде төмендеп әрдайым рвх мәнінен кем болады. Жұмыс камерасында орналасқан пластинаның екі жағына түсетін қысымның әркелкі болуы сағат тілімен айналу сәтін тудырады. Пластиналар статорға ортадан тепкіш күш пен сығылған ауаның қысым әсерімен жанасады, ол болса арнайы каналдар арқылы пластиналар бүйіржақтарының астындағы жіктерге беріледі.

Пневмоаппараттар деп ауа (газ) ағындарын басқаруға арналған пневматикалық элементтерді атайды. Гидравликалық аппараттар тәрізді, оларды да үш негізгі топтарға бөледі: пневмодросселдер, пневмоклапандар және пневмотаратқыштар.

Реттелетін пневмодросселдерде крандық, бөліп таратқыш және шанышпалы типтегі бекіту-реттегіш құрылғылары пайдаланылады, бірақ ең көп таралғаны "сопло —жапқыш" типті пневмодросселдері. Бапталатын пневмодросселдер, әдетте, басқа да пневмоаппараттар мен құрылғылардың құрамдас бөлігі болып табылады және бөлшектерде калибрленген тесік түрінде орындалады, яғни екі бөлшектер арасында пайда болған (саңылаулы пневмодросселдер). Жарықты пневмодроссель мысалы ретінде, 22.2 бөлімшеде қарастырылған пневмоцилиндрдің тежеу құрылғысы бола алады. Реттелетін пневмодросселдер, әдетте, жекелеген аппараттар түрінде орындалады, олар пневможүйелерге қосылады.

пневматикалық жүйеде пайдаланылуы мүмкін. Ықтимал конструктивтік ерекшеліктері, ең алдымен, бекітуші- реттеуші қондырғылардың, гидрожүйелерге қарағанда пневматикалық жүйе төмен қысыммен түсіндіріледі және герметикалығының жоғары талаптарымен. Бұл ерекшелік редукциялық клапан мысалында қаралды (21.1 бөлімшені қараңыз).

Сур. 23.1. Тез шығуы бар клапан: а — пневможеліге қосу сызбасы; б — шартты белгілер; 1 — пневмоци- линдр; 2 — қақпақ; 3 — мембрана; 4 — таратқыш; 5 — корпус

Басқару сигналы жойылған кезде, таратушы бастапқы күйге келеді. Клапанның мембранасы шұңқырлы қуысты атмосфераға жалғайтын өзінің бастапқы орнын алады. Жылдам сору клапаны әрдайым пневматикалық цилиндрде орнатылғандықтан, ауа атмосфераға кедергісіз шыға алады, сол себепті поршень серіппелері кішкене күш әрекетімен бастапқы орнына тез оралады. Суретте. 23.1, б диаграммалардағы тез шығатын клапанның шартты міндеті көрсетіледі.

Осы проблеманы шешу мысалы ретінде үш желілі екі позициялық пневмотаратқыш болып табылады, оның конструктивті сызбасы 23.2. суретте көрсетілді. Таратқыш корпусқа 1 гильза 3 пресстелген, оған қатысты бөліп таратқыш 2 жылжиды. Гильзамен бөліптаратқыштың белбеулері арасындағы ауаның қайта ағуының алдын алу үшін белбеулерінде иілімді нығыздауыш орнатылған, ол оның жақсы герметикалығын қамтамасыз етеді. Пневмотаратқыштарда капоталы клапандармен қатар клапанды жабу және реттегіш құрылғылар кеңінен қолданылады. Олар бақылауға көп күш жұмсалатындықтан гидротаратқыштарда іс жүзінде пайдаланылмайды.

Пневмоцилиндрдің А қуысы атмосферамен біріктірілген және пневмоцилиндр поршені қайтарымды серіппе әсерінен бастапқы жағдайда орналасады. Тұтқа 6 өзгерген кезде клапан 3 түседі,ал клапан 5 көтеріліп, атмосфераға шығуды жабады. Сығылған ауа пневмоцилиндрге түседі және жұмыс жүрісін жүре отырып, поршень оңға жылжиды. Сенімді клапандарды герметизациялау жалпақ резина немесе фтороқабаттық төсемдер 2 есебінен жүзеге асырылады, олар металл корпусқа орнатылған.

Сығылған ауаның жоғары емес қысымына қатысты және клапандардың шағын алаңы

тұтқасына үлкен күш түсірмейді. Алайда ауаның үлкен шығындары бар пневмотаратқышта үлкен өтпелі қима талап етіледі және тиісінше үлкен клапандар алаңы мен басқару үшін үлкен күш. Мұндай жағдайларда тікелей емес пневмотаратқыштардыпайдаланады. Пневможүйелерде неғұрлым кең тараған электрбасқармалы пневмотаратқыштар (сур. 23.4). Бастапқы жағдайда, басқарушы сигнал болмаған жағдайда, электромагнитте 1 серіппе 2 көмекші клапанды негізгі клапан корпусының 4 ашамайына 3 итереді, ол т каналын жауып тастайды. Бұл ретте І қуысы атмосферамен жалғанады. Сығылған ауаның ркір қысымы клапанының 4 тиімді алаңына әрекет ете отырып, таратқыш корпусының ашамайына 5 итереді. А пневможелісі Б пневможелісімен біріктірілген. Басқарушы сигнал беру кезінде электромагнит, зәкірді тартады да, таратқыш корпусының 7 ашамайына клапанды 3 итереді, осылай ол І ең шығу қуысынан атмосфераға шығуды жабады, бір мезгілде т ашық каналы арқылы оның қуысын біріктіре отырып жүзеге асырылады. Сығылған ауаның ркір қысымы клапан 4 алаңына S2 енді әрекет ете бастайды. өйткені S2 > Sb қорытынды қысым күші клапанды 4 сол жаққа ауыстырады және оны ашамайға 6 қысады, осылайша А және Б пневможелісін ажыратады және желіге біріктіреді. Ал басқарушы сигналды алып тастаған кезде таратқыш бастапқы қалыпқа келеді. Мұндай екі позициялы үш желілі электр басқармасы бар пневмотаратқыш, мысалы, таратқыш ретінде пайдаланылуы мүмкін, 23.1. суретте ұсынылғандай.

Газ ерекшеліктерінің бірі ең алдымен оның жоғары сығымдылығы, ол үздіксіз әрекетті (аналогтық жүйелерде) жүйелерде пневматикалық жетектер қолдану аясын шектейді, онда жүріс бірқалыптылығы, өзгермелі жүктемелерде жылдамдықтар біркелкілігі, позициялау дәлдігі талап етіледі. Сондықтан пневможетектер дискретті жүйелерде жиі пайдаланады, мысалы, механикалық өңдеудегі беру және дайындамаларды қысу, сұрыптау немесе жинау орнына дейін тасымалдау, люктерді, ысырмаларды және т. б. ашу және жабу. Әлбетте, басқару сигналдары да осындай дискретті жетегі бар болуы тиіс, ал сигналдарды дискретті басқару элементтері қалыптастыру керек. Пневматикалық жүйелерде басқарудың дискретті сигналды қалыптастыру үшін пневматикалық логикалық элементтер пайдаланылады, олардың жұмысы логика алгебрасы заңдарына негізделген

Логика — бұл ойлау түрлерін, ойлау барысын және ойлау қорытындысын зерттейтін ғылым. Ол пікір айту ұғымына негізделеді. Пікір айту астында шынайы немесе жалған екенін жорамалдауға болатын сөйлемдер түсіндіріледі. Мысалы, "Қар жауып түр" деген пікір шын болады, егер көшеде қар жауып тұрса немесе жалған болса, егер ауа райы ашық болса. Пікірлер қарапайым және күрделі болуы мүмкін. Мысалы, қарапайым пікір жоғарыда келтірілген. Күрделі пікірлер қарапайым логикалық байланыстар пайдалану арқылы біріктіру кезінде шығады, олар "және", "немесе", "егер ..., онда" және т. б жалғаулықтарын пайдаланады. "Деталь диаметр мөлшерінің берілгеннен ауытқуы бойынша жарамсыз деп танылады" және "Деталь ұзындығының берілгеннен ауытқуы бойынша жарамсыз деп танылады" екі қарапайым пікірлерден логикалық байланысын пайдалану арқылы «немесе» күрделі пікір құруға болады. «Деталь ұзындығының берілгеннен ауытқуынан немесе ұзындығының ауытқуынан жарамсыз деп танылады". Бірінші және екінші жай пікірлер, егер берілген мәнінен мөлшерінің ауытқуы тіркелген болса, шынайы (деталь жарамсыз болып табылады) болады, ал ауытқу болмаған жағдайда жалған болады. Күрделі пікір қарапайым пікір ақиқат немесе жалған болуына байланысты. Логика бойынша келтірілген күрделі пікір шынайы болады, жай пікірлердің бірі немесе екеуі де шынайы болса. Тек егер екі қарапайым пікір жалған болса, көрсетілген күрделі пікір де жалған болады. Логика алгебрасы логикалық ойлауды алгебралық есептеулер пікірі ауданына аударады.

Тағы екі қарапайым пікірлерді қарастырайық: "Қайрайтын станок тек басылған кнопкамен ғана жұмыс істейді" және " Қайрайтын станок тек түсірілген экранда ғана жұмыс істейді". "Және" логикалық байланысы көмегімен күрделі пікір құрамыз "Қайрайтын станок тек басылған түймешікте және түсірілген экранда ғана жұмыс істейді". Қабылданған белгілер мен екілік шот жүйесін пайдалана отырып, екі айнымалылы "Және" логикалық функциясы қалпын кесте түрінде көз алдымызға келтіреміз (кесте. 23.2). Екі айнымалы үшін "Және" алгебралық логикалық функциясын f = xy ретінде қарастыруға болады, яғни функцияны логикалық көбейту ретінде. Бұл функцины іске асыру "Және" логикалық операциясы немесе логикалық көбейту операциясы деп аталады. Қаралған "Және" және "НЕМЕСЕ"логикалық функциялары базалық болып табылады. Логикалық терістеу функциясымен бірге ("ЕМЕС"функциясы) олар аса күрделі логикалық функциялар құрудың негізі болып табылады. "ЕМЕС" логикалық функциясы - бір айнымалы функция. Ол егер ауыспалы шынайы, ал функциясы — жалған болса пайдаланылады немесе керісінше. Басқаша айтқанда, функция әрқашан айнымалы мәнін өзгертеді (аударыстырады), сондықтан "ЕМЕС" функциясын жиі терістеу деп атайды, ал операция — терістеушілік болады. Терістеу функциясын f= x ретінде белгілейді. 23.3 кестеде осы функцияның кестесі ретінде ұсынылған.

3.4 тарауда аталғандай, барлық гидравликалық жоғалтулар екі топқа бөлінеді: ұзындық бойынша үйкеліс жоғалтулары және жергілікті жоғалтулар. Осы жерде оларды есептеуге арналған негізгі математикалық тәуелділіктер келтірілген: Дарси формуласы (3.16) – құбыр ұзындығы бойынша үйкеліс жоғалтуларын анықтау үшін және Вейсбах формуласы (3.15) – жергілікті гидравликалық кедергілердегі жоғалтулар үшін. Бірақ ең алдымен практикалық есептеулер үшін осы тәуелділіктерді пайдалануды талдауға өтпестен бұрын, жоғалтулардың нақты сұйықтық ағындарының параметрлеріне әсерін және осы жоғалтуларды зерттеу кезінде қолданылатын әдістерді қарастырайық. Жалпы жағдайда ағын теліміндегі гидравликалық жоғалтуларды есептеуге арналған формуланы 1-1 және2-2 таңдалған қималарының арасында нақты сұйықтыққа арналған Бернулли теңдеуінен (3.14) алуға болады: 5.1 өрнекте квадрат жақшалармен қарастырылып отырған ағынның бастапқы және соңғы қималарындағы толық меншікті энергия (толық күштер) көрсетілген. Гидравликалық жоғалтулар сұйықтық ағынын сипаттайтын параметрлердің өзгеруіне алып келеді. Жоғалтулардың ағын параметрлеріне әсерін талдау үшін формуланы (5.1) бір типті қосындыларды топтастыру арқылы түрлендірген ыңғайлы:

Ағыстың кейбір жағдайларына арналған алынған тәуелділікті қарастырайық.

Сурет 23.5. Ұзындық бойынша үйкеліс (а) және жергілікті кедергідегі (б) гидравликалық жоғалтулар Ең жиі кездесетін ағындардың бірі тұрақты диаметрі бар тікбұрышты көлденең құбыр жүйесіндегі сұйықтық ағысы болып табылады (сурет 5.1 а). Бұл жағдайда 1-1 және 2-2 қималарының бірдей ауданынан V1 және V 2 (3.3) формулаға сәйкес тең, және, V1 және V2 коэффициенттері де тең. z1 = z2 болғандықтан, күш жоғалтулары: қысымның p1 -ден p2 -ге дейін өзгеруі түрінде көрінеді, яғни, қысымның құлауы: p =p1 -p2 . 1-1 және 2-2 қималарда пьезометрлерді орнату арқылы (5.1 а суретті қараңыз), өлшеуіш p1 /( pg) және p2 /( pg) күштері hпот өлшеміне ие, оны пьезометр деңгейлерінің көрсеткіштерінің h айырымы түрінде табуға болады. Қарастырылған мысалдан гидравликалық жоғалтулар қысымның төмендеуіне алып келетіндігі шығады. Олар кинематикалық қатынастармен – шығын теңдеуімен (3.3.) анықталатын сұйықтық жылдамдықтарының өзгерісіне алып келе алмайды. Ағын параметрлеріне осыған ұқсас әсерлерді жергілікті кедергілердегі жоғалтулар да келтіреді. Мұндай кедергілерге, тұрақты қималы құбыр желісіне орнатылған жылжытқышты жатқызуға болады (5.1 б сурет). Гидравликалық кедергілердегі күш жоғалтуларын зерттеу кезінде 1.1 тарауда аталған екі зерттеу әдісі де кең қолданылады. Осылайша, дөңгелек құбырлардағы ламинарлық ағысты қарастыру кезінде есептік тәуелділіктерді теориялық жолмен алуға болады. Көптеген жергілікті кедергілердегі жоғалтулар коэффициенттерін анықтауды эксперименталдық әдістермен жиі өткізеді. Осылайша, кедергілері әр түрлі гидравликалық жүйелерді есептеу кезінде теориялық жолмен де, эксперименталдық жолмен де алынған тәуелділіктер қолданылады.

Сурет 23.6. Ұзындық бойынша үйкеліс (а) және жергілікті кедергідегі (б) гидравликалық жоғалтулар 4.2 тарауда айтылғандай, ламинарлық ағыс дегеніміз сұйықтық араластырылмайтын ағыншалы ағыс болып табылады. Осы ретте сұйықтықта оның тұтқырлығынан туындаған үйкеліс пайда болады. Ламинарлық ағыс теориясы Ньютонның үйкеліс заңына негізделеді (1.3.2. қосымша тарауда қарастырылған (1.5) формуланы қараңыз). Сұйықтық құбыр арқылы қозғалған кезде қабырғаға жақын орналасқан ағынша үйкеліс әсерінен нөлдік жылдамдыққа ие болады (5.2 а сурет). Сұйықтықтың келесі ағыншасы біршама тезірек қозғалады. Ал сұйықтық ең үлкен жылдамдыққа ағынның ортасында жетеді. Ламинарлық ағыс кезінде жылдамдықтардың таралу заңы квадратты сипатқа ие, яғни жылдамдықтардың таралу эпюрасы (А сызығы) квадратты парабола болып табылады және математикалық тәуелділікпен сипатталады: мұндағы, r0 және r – сәйкесінше құбырдың радиусы және жергілікті жылдамдық м анықталатын еркін радиус. Аталған тараудың шегінде әрі қарай тек жергілікті жылдамдықтар қарастырылады, олардың «орт» индекстерін алып тастаймыз.

Оған қоса, (5.3) тәуелділігін (3.12) формуласына қойып, Кориолис коэффициентін анықтау үшін математикалық түрлендірулерден кейін ламинарлық ағыс режимі үшін оның сандық мәнін анықтауға болады: л 2 . Осылайша, ламиналық ағыс кезінде Рейнольдс санына тәуелсіз түрде жылдамдықтардың таралу заңы квадраттық сипатқа ие және дөңгелек құбыр үшін (5.3) формуласымен анықталады, ал осы таралуды Бернулли теңдеуінде ескеретін Кориолис коэффициенті екіге тең л 2. Дөңгелек құбырлардағы ламинарлық ағысты зерттеу кезіндегі маңызды мәселе гидравликалық жоғалтуларды анықтау болып табылады. 3.4 тарауда Дарси формуласы (3.16) келтірілген болатын, ол орташа v жылдамдықта d диаметрлі және ұзындығы l құбырдағы hтр үйкеліске күш жоғалтуларын бағалайды, ол құбырларда кез келген ағыстар кезінде қолданылады. Алайда,осы формулаға кіретін ұзындығы бойынша үйкеліс күшінің жоғалтулар коэффициенті (Дарси коэффициенті) әр түрлі жағдайлар үшін әр түрлі математикалық тәуелділіктермен анықталады. Оны есептеуге арналған барынша қарапайым тәуелділік ламинарлық ағыс режимінде орын алады.

Пуайзейль формуласы ламинарлық ағыс кезіндегі гидравликалық жоғалтулар шығынға пропорционал екендігін көрсетеді, яғни бірінші кезекте шығынға тәуелді. Бұл тәуелділіктің графигі тік сызық болып табылады (5.2 б сурет). Сондықтан мұндай жоғалтуларды сызықтық деп атау керек. 5.2 б суреттегі сызық иілімі құбыр желісінің геометриялық параметрлеріне (l және d), сондай-ақ жұмыстық сұйықтықтың қасиеттеріне тәуелді болатындығын ескеру қажет. Оның иіліміне кинематикалық тұтқырлықтың v әсер ететіндігі ерекше маңызды, ол сұйықтық температурасына тәуелді (1.4 суретті қараңыз). Сондықтан 5.2 б суреттегі сызық иілімі де осы температураға тәуелді болады. Осылайша, су күшінің гидравликалық жоғалтуларының ламинарлық ағыс кезінде шығынға тәуелділігі сұйықтық температурасына әсер етеді. Соңғы жағдай гидравликалық жүйелердің эксплуатациялық сипаттамаларына теріс әсер етуі мүмкін, олар қоршаған орта температурасы өзгерген кезде қатты ауытқиды. Туррбуленттік ағыс ағыншалар мен сұйықтық қабаттарының қарқынды араласуымен сипатталады, ол кезде ірі және ұсақ көптеген құйындар түзіледі.

Шекаралас қабат

Сур. 23.8. Турбуленттік ағыс: a– ток сызықтары; б – жылдамдық өзгерісі; в – жылдамдықтардың таралу эпюрасы; г – жоғалтулардың

Сур. 23.9. Турбуленттік ағыс: а – ток сызықтары; б – жылдамдық өзгерісі; в – жылдамдықтардың таралу эпюрасы; г

Сұйықтықтың жекелеген бөлшектері хаосты түрде қозғалады және олардың ешбірі екіншісінің траекториясын қайталамайды. Турбуленттік ағыс режимінде ток сызықтары да хаостық сипатқа ие (5.3 сурет а). 5.3 а суретте бір нүкте арқылы (мысалы,С нүктесі) екі ток сызығы өтетіндігі көрінеді, сәйкесінше, әр түрлі уақытта бұл нүктеде әр түрлі жылдамдықтар болған. Егер арнайы аспаптың көмегімен осы нүктедегі уақыт аралығындағы өзгерістерді жазатын болса, онда тербелетін тәуелділікті көреміз (5.3 б сурет). Практика көрсеткендей, турбуленттік ағыс кезінде тербелуші сипатқа қысым мен басқа параметрлер де ие болады, яғни турбуленттік ағын кезінде физикалық параметрлер айнымалы, сәйкесінше, турбуленттік ағыс орнықпаған ағыс болып табылады.

Алайда, 5.3 б суреттегі тәуелділік талдауынан С жылдамдық тербелісі қандай да бір орташаланған жылдамдық мәнінің уср аясында өтетіндігі көрінеді. Дәл осылай турбуленттік ағынның басқа да тербелетін параметрлерін орташалауға болады. Сондықтан, әрі қарай турбуленттік ағысты шартты түрде орныққан деп есептейміз, ал тербелетін параметрлердің орнына олардың орташаланған мәндерін қолданамыз. 5.2 тарауда көрсетілгендей, ламинарлық ағыс кезінде жылдамдықтардың таралу эпюрасы ағын қимасы бойынша параболалық сипатқа ие (5.3 в суреттегі А сызығы). Турбуленттік ағыс кезінде ағыншалардың араласуы және сұйықтық бөлшектерінің көршілес қабаттар арасындағы алмасуы себебінен ағынның орталық бөлігінде жылдамдықтардың теңесуі жүреді (5.3 в суреттегі В сызығы), ал қабырғада, керісінше, жылдамдықтар лезде өзгереді, ол ламинарлық ағысқа қарағанда біршама елеулі. Жалпы жағдайда турбуленттік ағыс кезіндегі жылдамдықтардың таралу эпюрасы тік төртбұрышқа (немесе трапецияға) ұқсас, ол идеалдық сұйықтыққа тән (3.2 а суретті қараңыз). Ағын қимасы бойынша жылдамдықтардың әркелкі таралуын ескеретін Кориолис aт коэффициенті турбуленттік режимде 2-ден біршама төмендеп, 1-ге жақындайды. Турбуленттік ағыстар үшін практикалық мәселелерді шешу кезінде aт 1 деп қабылдайды. Турбуленттік ағыс режимі кезінде су күшінің гидравликалық жоғалтуларын бағалау үшін Дарси формуласы (3.16) қолданылады. Алайда, жоғалтулар коэффициенті (әрі қарай - т ), турбуленттік ағындарда өтетін біршама қиын үдерістермен анықталады, ал оның мәні тек Рейнольдс санына (ламинарлық ағындардағы сияқты) ғана емес, сонымен бірге құбыр қабырғаларының бұлдырлығына тәуелді болады.

Турбуленттік ағыстардың үдерістерін қарастыру кезінде құбырларда ерекше назар сұйықтық ағыншаларына аударылуы тиіс, себебі олар қабырғаларға тікелей жанаса қозғалады. Жылдамдықтардың таралу эпюрасында көрінетін (5.3 в суреттегі В сызығы) талдау бойынша, қабырғалар маңында олардың мәндері үлкен емес. Сондықтан қабырға бойында төмен жылдамдықты ерекше қабат түзіледі, оны тұтқыр қосалқы қабат деп атау қабылданған. Турбуленттік ағыс кезінде кедергі заңдарын қарастыру үшін құбырларда Re өзгеріс диапазонын (4000 және одан жоғары) үш ерекше салаға бөлген дұрыс. Бірінші ерекше салада, сұйықтық ағысының жылдамдықтары салыстырмалы аз болған кезде (Рейнольдс саны да аз), тұтқыр қосалқы қабат қабырғаның бұлдырлығын толығымен жасырады, сондықтан бұлдырлық қозғалыс кедергісіне практикалық әсер етпейді. Бұл сала гидравликалық тегіс құбырлар саласы деген атау алады. Сұйықтық қозғалысының жылдамдықтары артқан кезде (Re саны да артады) тұтқыр қосалқы қабаттың қалыңдығы жұқара бастайды және екінші ерекше салада ол арқылы бұлдыр қабырғаның бұлдыршақтары өтеді, сондықтан бұлдырлық сұйықтық қозғалысының кедергісіне әсер ете бастайды. Үшінші ерекше салада сұйықтық ағысының жоғары жылдамдықтары кезінде (Re мәні де жоғары) ағын кедергісіне анықтаушы әсерді қабырғалардың бұлдырлығы береді.

Белгіленген ерекше салаларды бөлетін шекаралар айқын көрінетін сипатқа ие еместігін және тек Рейнольдс санына ғана емес, сондай-ақ қабырғалардың бұлдырлық дәрежесіне де тәуелді екендігін атап өту қажет. Турбуленттік ағыс кезінде құбырларда өтетін үрдістерді талдағаннан кейін, барлық аталған құбылыстарды есептік тәуелділіктерде ескерудің күрделілігі айқын болады. Шынында, турбуленттік ағыстар үшін қазіргі уақытта жеткілікті қатаң және нақты теория жоқ. Сондықтан, олардың есептеу негізінде Дарси формуласы жатыр және әр түрлі эксперименталдық мәліметтер бар, олар үйкеліске су күшінің жоғалтулар коэффициентінің мәнін анықтауға мүмкіндік береді. Осы эксперименталдық мәліметтер әр түрлі анықтамалықтарда кестелер, графиктер және эмпирикалық формулалар түрінде беріледі. т есептеуге арналған ең қарапайым эмпирикалық формулалардың бірі А.Д.Альтшул ұсынған формула болып табылады:

мұндағы, - бұлдырлық бұлдырларының эквиваленттік (шартты) биіктігі. Альтшул формуласы әмбебап болып табылады және турбуленттік ағыстың үш ерекше саласының кез келгеніне қолданылуы мүмкін. Бірақ гидравликалық тегіс құбырлар саласы үшін Блазиус формуласын қолданған дұрыс:

Коэффициентт мәнін анықтау тәсілдерін сипаттағаннан кейін, турбуленттік ағыс кезінде су күші жоғалтуларының шығынға тәуелділігін қарастыру керек. Алдында аталғандай, ламинарлық ағыс кезінде күшті жоғалту шығынға пропорционал түрде артады. Бұл тәуелділік 5.3 г суретте көрсетілген (0А тік сызығы). өтпелі салада (5.3 г суреттегі АВ) ағыстың ламинарлықтан турбуленттіге өту жүреді және кедергінің әлдебір секірісі байқалады. Әрі қарай турбуленттік ағыс кезінде жоғалтулардың барынша күрт артуы байқалады, олардың шығынға тәуелділік дәрежесі квадраттыға жақындай түседі.

Осылайша, турбуленттік ағыстың барлық диапазонында гидравликалық күш жоғалтуларының шығынға тәуелділік қисығы квадратты парабола немесе оған жақын болады. ергілікті кедергілерге құбырлардың қысқа телімдерін жатқызады (арналар), оларда көлемі мен бағыты бойынша сұйықтық қозғалысының жылдамдықтарының өзгеруі жүреді.

Қарапайым жергілікті кедергілерді шартты түрде ағын қимасындағы өзгерістерден (кеңею, сығылу) туындаған кедергілерге және сұйықтық қозғалысы бағытының өзгеруімен байланысты кедергілер деп бөлуге болады. Бірақ жергілікті кедергілердің көпшілігі аталған жағдайлардың комбинациясы болып табылады, себебі ағынның бұрылысы оның қимасының өзгеруіне алып келуі мүмкін, ал ағынның кеңеюі (сығылуы) – сұйықтықтың тік сызықты қозғалысынан ауытқуға алып келеді (5.1 б суретті қараңыз). Оған қоса, әр түрлі гидравликалық арматура (крандар, вентильдер, клапандар және т.б.) қарапайым жергілікті кедергілердің комбинациясы болып табылады. Жергілікті кедергілерге сондай-ақ сұйықтық ағындарын бөлумен және біріктірумен байланысты құбыр желілерінің телімдерін жатқызады. Жергілікті гидравликалық кедергілер турбуленттік сұйықтық ағыстары бар гидрожүйелердің жұмысына елеулі әсер ететіндігін естен шығармау керек. Ламинарлық ағындары бар гидрожүйелерде көптеген жағдайларда бұл күштік жоғалтулар құбырлардағы үйкеліс жоғалтуларымен салыстырғанда кішірек. Берілген тараудың аясында турбуленттік ағыс режимі кезіндегі жергілікті гидравликалық кедергілер қарастырылады. Жергілікті кедергілердің сантүрлілігіне қарамастан, олардың көпшілігінде қозғалыс жылдамдықтарының өзгерісі құйындардың туындауына алып келеді, олар өз айналымы үшін сұйықтық ағынының энергиясын қолданады (5.1 б суреттен қараңыз). Осылайша, көптеген жергілікті кедергілердің көпшілігінде күштің гидравликалық жоғалтуларының негізгі себебі құйын түзілісі болып табылады. Практика көрсеткендей, бұл жоғалтулар сұйықтық жылдамдығының квадратына пропорционал, және оларды анықтау үшін Вейсбах формуласы пайдаланылады (3.15). Алайда, турбуленттік сұйықтық ағындары бар машина жасау гидрожүйелерінде ішінде ламинарлық ағыстар бар жергілікті кедергілер кездесуі мүмкін. Мұндай кедергілердегі жоғалтулар бірінші дәрежедегі жылдамдыққа (және шығынға) пропорционал, яғни сызықтық сипатқа ие. Олар 5.5 тарауда қарастырылды.

Кіріспе

3.5. Бернулли теңдеуінің эксперименталды (графикалық) көрнекілігі

5.5. Рейнольдстың үлкен және кіші сандары кезіндегі жергілікті кедергілер. Барабар ұзындық әдісі

7.5.Құбыр желілеріндегі гидравликалық соққы

15.2.1.Гидродроссельқатарқосулытұрғанкезде жылдамдығы дроссельдік реттелетін гидрожетек 15.2.2.Гидродроссель кезектесе қосылған кезде жылдамдығы дроссельдік реттелетін гидрожетек

15.5. Дроссельдік реттелімі бар гидрожетектерде жылдамдықты тұрақтандыру тәсілдері 15.6. Бірнеше гидроқозғалтқыштың шығыс буындарының қозғалысын үйлестіру жүйелері

15.7.Бақылайтын гидрожетектер

17.4. Механизмдер мен машиналардың гидроберілістерін жобалау кезінде ұқсастық әдістерін пайдалану

19.1. Гидрожетектің қағидалық схемасын таңдау және оның элементтерін іріктеп алу

21.1. Сығылған ауаны даярлау жүйесі 21.2. Пневможелі элементтерін монтаждауға, баптауға және пайдалануға қойылатын негізгі талаптар

23.2.2. Қабықшалы пневматикалық элементтерде логикалық операцияларды жүргізу

Редакторы Ж.Ж. Сыдықова Техникалық редакторы Н.И.Горбачева Компьютерлік әрлеу: Н.В.Соколова, В.А.Крыжко Корректорлар И.В.Могилевич, Т.Д.Мирлис Басылым № 109103952. Баспаға 07.07.2015 қол қойылды. Форматы 60х90/16. Офс. қағаз №1. Гарнитурасы «Таймс». Офсеттік баспа. Шартты баспа п. 21,0. Тиражы 1 000 дана. Тапсырыс № «Академия» Баспа орталығы» ЖШҚ. www.academіa-moscow.ru 129085, Мәскеу, Мир даңғылы, 101В, 1 бет.

Тел./факс: (495) 678-0507, 616-00-29.

Санитарлық-эпидемиологиялық қорытынды № РОСС RU. AE51. H 16679 | 25.05.2015. Баспа ұсынған электрондық тасымалдаушылардан«Саратов полиграфкомбинат» ААҚ-да басып шығарылды. www.sarpk.ru 410004, Саратов қ., Чернышевский к-сі, 59.