Проектування радіально-поршньового насоса

Вступ Під гідроприводом розуміють сукупність пристроїв (в число яких входить один або декілька об'ємних гідродвигунів) призначену для приведення в рух механізмів та машин за допомогою робочої рідини під тиском. В якості робочої рідини в верстатних гідроприводах використовується мінеральне мастило.

Гідроприводи широко використовуються в сучасному верстатобудуванні. Вони дозволяють упростити кінематику верстатів, знизити їх металоємкість.

Основні напрямки розвитку верстатного гідроприводу полягає в покращенні енергетичних та експлуатаційних характеристик гідро обладнання, підвищенні їх дії.

Широке використання гідроприводів в верстатобудуванні визначається рядом їх переваг перед іншими типами приводів і більше всього можливістю отримання великих зусиль та сил при обмежених розмірах силових виконуючих двигунів.

Гідравлічні приводи забезпечують при умові гарної плавності руху широкий діапазон безступінчастого регулювання швидкості виконавчих двигунів.

Важлива перевага гідроприводів — можливість роботи в динамічних режимах при частих включеннях, зупинках, реверсах руху або змінах швидкості, при чому якість перехідних процесів може контролюватись та змінюватись в потрібному напрямку. Цим пояснюється широке використання гідравліки в верстатах із зворотно — поступальним рухом робочого органу (шліфувальні, хонінгувальні, протяжні та ін.)

Гідропривід дозволяє надійно захищати систему від перенавантажень, що дає можливість механізмам працювати по жорстким упорам, при цьому забезпечується точний контроль діючих зусиль шляхом регулювання тиску прижиму. Ця властивість використовується в заживних та фіксуючих механізмах верстатів.

Гідроциліндр в гідроприводі дозволяє отримати прямолінійний рух без яких — небудь кінематичних перетворень. До переваг гідроциліндру потрібно віднести також простоту конструкції, високий ККД (0,95 — 0,98) та надійність.

До основних переваг гідроприводів потрібно віднести також достатньо високе значення ККД, підвищену жорсткість завдяки великому модулю пружності мастила, незначним зжимаємим об'ємам та герметичності робочих камер гідродвигунів, довговічність.

Наряду з вказаними вище перевагами, гідроприводи мають і недоліки, які обмежують їх використання в верстатобудуванні.

При протіканні мінерального мастила по трубопроводам та каналам гідросистеми виникають втрати на тертя та протікання, які знижують ККД гідроприводу та визивають розігрів робочої рідини, насосної установки та гідроагрегатів.

Надійна робота верстатних гідроприводів може бути гарантована тільки при гарній фільтрації робочої рідини. Необхідність використання фільтрів тонкої очистки підвищує вартість гідроприводів та ускладнює їх технічне обслуговування, але ці недоліки компенсуються значним ростом довговічності обладнання.

1 ОПИС СХЕМИ ГІДРАВЛІЧНОЇ ПРИНЦИПОВОЇ

Робоча рідина від насоса (Н), який призначений для перетворення механічної енергії в енергію рухомої рідини, надходить до запобіжного клапана (К31), який призначений для підтримання певного постійного тиску заданого в гідросистемі, а також для оберігання системи від перевантажень. Контроль тиску здійснюється за допомогою манометра (МН1 та МН2) .Далі рідина надходить через зворотний клапан (КЗВ1), який призначений для пропуску рідини в одному напряму та запиранні в іншому. Потім рідина надходить до фільтру, який призначений для фільтрації рідини та встановлений на нагнітанні. Далі рідина надходить до однолінійного двопозиційного розподільника який у цьому випадку призначений для виключення і включення потоку рідини в системі. Далі рідина надходить до дволінійних двопозиційного розподільника з електромагнітним керуванням, заміна позиції даного розподільника здійснюється за допомогою регулятора потоку (РП1 і РП2). Регулювання швидкості переміщення гідродвигуна здійснюється за допомогою дроселя (ДР). У якості гідродвигуна в даній схемі надано гідроциліндр (Ц) з одностороннім штоком. Для створення підпору при переміщенні штока з ліва на право, передбачений запобіжний клапан (КЗ2).

2 ОРІЄНТОВНИЙ РОЗРАХУНОК І ОБҐРУНТУВАННЯ ЕЛЕМЕНТІВ СХЕМИ ГІДРАВЛІЧНОЇ ПРИНЦИПОВОЇ

2.1 Розрахунок основних параметрів гідросистеми Вибір робочого тиску в гідроциліндрі проводиться в залежності від величини навантаження G = 40кН.

при G= (3000…5000кгс) 30…50 кН, приймаємо = 5,0 МПа Діаметр штока обирають із співвідношення діаметра штока і циліндра в залежності від тиску в гідросистемі:

При: 5 МПа 0,7

Визначаємо площу поперечного перетину гідроприводу f:

(2.1)

Звідки

(2.2)

де: G — навантаження на шток гідроциліндру, кгс;

Р — тиск в гідросистемі, в .

Тоді діаметр гідроциліндру

(2.3)

Звідки

(2.4)

де: D — діаметр поршня, в см.

Згідно з ГОСТ 6540–76 обираємо діаметр гідроциліндру 100 мм = 0,1 м, тоді діаметр штока буде дорівнювати:

(2.5)

Згідно з ГОСТ 6540–76 обираємо діаметр штока 80 мм = 0,08 м.

Обираємо необхідну подачу насоса в л/хв.:

(2.6)

де: V — швидкість переміщення поршня, дм/хв.;

f — площа поршня в дм².

Визначаємо швидкість переміщення поршня:

(2.7)

де: l — хід поршня, в дм;

t — час переміщення поршня, в хв.

Обираємо найбільшу та найменшу витрату споживану гідроциліндром Q_найб та Q_найм.

(2.8) (2.9)

Згідно з ГОСТ 13 625–80 обираємо Q_найб = 16 л/хв.

2.2 Вибір насоса та контрольно-регулюючої апаратури Визначимо типорозмір гідророзподільників для схеми при витраті робочої рідини л/хв і тиску МПа.

Нашому прикладу відповідає гідророзподільник (1) типу ВЕ10. [1, с. 122].

За таблицею основних параметрів гідророзподільників обираємо його основні параметри:

Діаметр умовного проходу: Д_у = 10 мм.;

Номінальна витрата: Q = 33 л/хв.;

Номінальний тиск: Р = 32 МПа;

Перепад тиску: МПа

— перепад тиску, який визначаємо за таблицею.

Нашому прикладу відповідає гідророзподільник (2) типу ВЕ10

За таблицею основних параметрів гідророзподільників обираємо його основні параметри:

Діаметр умовного проходу: Д_у = 10 мм.;

Номінальна витрата: Q = 33 л/хв.;

Номінальний тиск: Р = 32 МПа;

Перепад тиску: МПа

Нашому прикладу відповідає гідророзподільник (3) типу ВЕ10.

За таблицею основних параметрів гідророзподільників обираємо його основні параметри:

Діаметр умовного проходу: Д_у = 10 мм.;

Номінальна витрата: Q = 33 л/хв.;

Номінальний тиск: Р = 32 МПа;

Перепад тиску: МПа

Обираємо для нашої схеми і її параметрів фільтри:

Фільтр напірний Ф1 типу Г41−1

Діаметр умовного проходу: Д_у = 10 мм.;

Номінальна витрата: Q = 12л/хв.;

Номінальний тиск: =6,3МПа

Обираємо для схеми зворотний клапан. Параметрам зворотнього клапану ЗК відповідає гідроклапан тиску типу Г51−22

Діаметр умовного проходу: Д_у = 10 мм.;

Номінальна витрата: Q = 20 л/хв.;

Обираємо для схеми запобіжний клапан. Параметрам запобіжного клапана КЗ1 відповідає гідроклапан тиску типу Г52−22

Діаметр умовного проходу: Д_у = 10 мм.;

Номінальна витрата: Q = 20 л/хв.;

Обираємо для схеми запобіжний клапан. Параметрам запобіжного клапана КЗ2 відповідає гідроклапан тиску типу Г52−22

Діаметр умовного проходу: Д_у = 16 мм.;

Номінальна витрата: Q = 40 л/хв.;

Обираємо для схеми дросель. Параметрам дроселя Г55−13А відповідає гідроклапан тиску типу Г52−22

Номінальна витрата: Q = 20 л/хв.;

Діаметр умовного проходу: Д_у = 16 мм.;

Перепад тиску: МПа

Обираємо для схеми регулятор потоку. Параметрам регулятора потоку РП1 відповідає типу Г55−13А

Діаметр умовного проходу: Д_у = 16 мм.;

Номінальна витрата: Q = 40 л/хв.;

Обираємо для схеми регулятор потоку. Параметрам регулятора потоку РП2 відповідає типу МПГ55−22

Діаметр умовного проходу: Д_у = 10 мм.;

Номінальна витрата: Q = 20 л/хв.;

Номінальний тиск: =20МПа

Обираємо для нашої схеми манометр. Нашим параметрам відповідає манометр ГОСТ 8625–77

2.3 Вибір насоса Для вибору насоса необхідно знати подачу Q і величину тиску нагнітання Р. У нашому випадку Q = 14,13 л/хв, а тиск нагнітання визначимо за формулою:

(2.10)

де — перепад тиску в фільтрах (0 МПа = 0 кгс/см²);

— перепад тиску в розподільнику (0,2 МПа = 2 кгс/см²);

— перепад тиску в регуляторі потоку (0 МПа = 0 кгс/см²);

— перепад тиску в дроселі (10 МПа = 100 кгс/см²);

— втрати тиску в гідро лінії насосгідроциліндр (14 499кгс/см²);

— втрати тиску в гідролінії циліндр-бак (32 130,9 кг/);

G — зусилля на штоку (40 кН = 4000 кгс);

R_тр — зусилля тертя (4,107 кН = 410,7 кгс);

— площа поршня зі сторони штока (0,4);

— площа поршня (0,785).

Визначаємо площу поршня зі сторони штока:

(2.11)

Визначаємо площу поршня :

(2.12)

Приймаємо ущільнення для поршня: V-подібні гумові манжети

ГОСТ 6969–74. Коефіцієнт тертя спільна протяжність

Ущільнення штока: пакет з шевронних гумових манжетів.

Визначаємо зусилля тертя в манжетних ущільненнях поршня:

(2.13)

де: D= 100 мм = 10см — діаметр поршня;

P= 6,3МПа — заздалегідь обраний тиск;

f = 0,1…0,13 — коефіцієнт тертя;

l = 2 см = 0,02 — спільна протяжність.

Визначаємо зусилля тертя в шевронних ущільненнях штока:

(2.14)

де: k=2,2 кгс/см²=0,22МПа — питоме тертя;

d = 70 мм = 7 см — діаметр штока;

l = 2 см — довжина частин, що стикаються.

Зусилля тертя R_тр дорівнює сумарному зусиллю тертя поршня та штока:

(2.15)

де: — зусилля тертя в шевронних ущільненнях штока;

— зусилля тертя в манжетних ущільненнях поршня.

2.4 Розрахунок втрат тиску на лінії насос-гідродвигун-бак Для розрахунків втрат напору між двома будь яким перетинами одного і того ж трубопроводу може бути приведено рівняння Бернуллі для випадку встановившогося руху потоку:

(2.16)

де: — коефіцієнт тертя в трубопроводі (коефіцієнт тертя по довжині);

— довжина дільниці трубопроводу без місцевих опорів;

— коефіцієнт місцевого опору;

— поправочний коефіцієнт, приблизно враховуючий залежність величини втрат на місцевому опорі від числа Рейнольдса при R_е <� 2300;

— внутрішній діаметр трубопроводу.

Загальні втрати тиску визначаються за залежностями в загальному випадку: на тертя

(2.17)

де: — коефіцієнт тертя в трубопроводі;

— довжина трубопроводу;

— діаметр трубопроводу;

— швидкість рідини в трубопроводі;

— питома вага робочої рідини.

— на місцевих опорах

(2.18)

де — поправочний коефіцієнт;

— коефіцієнт місцевих опорів;

V — швидкість руху рідини в трубопроводі, м/с;

g — прискорення вільного падіння, м/с²;

Розрахунок втрати тиску на трасі насос-гідродвигун-бак.

Розбиваємо трасу на дільниці:

1. магістраль, , Насос

2. магістраль, , Зворотній клапан

3. магістраль, , Фільтр

4. магістраль, , Розподільник

5. магістраль, , Розподільник

6. магістраль, , Розподільник

7. магістраль, , Циліндр

8. магістраль 8 — 8,, Дросель

9. магістраль 9 — 9,, Розподільник

10. магістраль 10 — 10,, Розподільник

11. магістраль 11 — 11, Клапан запобіжний

12. магістраль 12 — 12,, Бак

Визначення діаметрів трубопроводів гідроліній

(2.19)

де: Q — нормальна подача насоса;

F — площа перетину трубопроводу;

V — швидкість руху рідини.

Визначення діаметру трубопроводу на всмоктуючій лінії:

(2.20)

де: — швидкість руху рідини на всмоктувальній лінії.

Згідно ГОСТ 16 516–80 обираємо діаметр трубопроводу на всмоктувальній лінії 20 .

Визначення діаметру трубопроводу на нагнітаючій лінії:

(2.21)

де: — швидкість руху рідини на нагнітаючій лінії.

Згідно ГОСТ 16 516–80 обираємо діаметр трубопроводу на нагнітальній лінії 10

Визначення діаметру трубопроводу на зливній лінії

(2.22)

— швидкість руху рідини на зливній лінії.

Згідно ГОСТ 16 516–80 обираємо діаметр трубопроводу на зливній лінії 16 .

Визначення режиму руху робочої рідини Розрізняють два види руху рідини у трубопроводах: ламінарний та турбулентний, при чому перехід від ламінарного до турбулентного режиму наступає при визначених умовах, які характеризуються числом Рейнольдса.

В зв’язку з цим для нашої системи визначимо режим руху робочої рідини, тобто число Рейнольдса за формулою:

(2.23)

де — витрата робочої рідини, м³/хв.;

— коефіцієнт кінематичної в’язкості, сСт;

— діаметр нагнітаючого трубопроводу, м.

Коефіцієнт втрат на тертя визначаємо за формулою:

(2.24)

Визначення втрат тиску на тертя за довжиною трубопроводу Втрати тиску по довжині трубопроводу в всасуючій магістралі:

(2.25)

де: — довжина трубопроводу;

— діаметр трубопроводу на нагнітанні;

— швидкість рідини у нагнітальному трубопроводі;

— питома вага робочої рідини,.

Втрати тиску на дільниці 1−1:

Втрати тиску по довжині трубопроводу в нагнітаючій магістралі:

(2.26)

де: — довжина трубопроводу;

— діаметр трубопроводу на нагнітанні;

— швидкість рідини у нагнітальному трубопроводі;

— питома вага робочої рідини, .

Втрати тиску на дільниці 2−2:

Втрати тиску на дільниці 3−3:

Втрати тиску на дільниці 4−4:

Втрати тиску на дільниці 5−5:

Втрати тиску на дільниці 6−6:

Втрати тиску на дільниці 7−7:

Втрати тиску по довжині трубопроводу в зливній магістралі:

(2.27)

де: — довжина трубопроводу;

— діаметр трубопроводу на зливі;

— швидкість рідини в зливному трубопроводі;

— питома вага робочої рідини,.

Втрати тиску на дільниці 8−8:

Втрати тиску на дільниці 9−9:

Втрати тиску на дільниці 10−10:

Втрати тиску на дільниці 11−11:

Втрати тиску на дільниці 12−12:

Визначення втрат тиску на місцевих опорах Втрати тиску на місцевих опорах розраховуються за (6.18):

Коефіцієнт місцевих опорів визначається:

(2.28)

де: — поправочний коефіцієнт, який залежить від співвідношень та

Визначаємо значення коефіцієнта :

так як, а .

.

— кількість поворотів так як, а ;

— кількість поворотів так як, а ;

— кількість поворотів так як, а ;

так як, а ;

— кількість поворотів так як, а ;

— кількість поворотів

Визначаємо втрати тиску в напірній лінії насос-гідроциліндр Р_н-ц, які будуть складатися з втрат тиску на тертя та місцевих опорів:

(2.29)

Визначаємо втрати тиску в зливній лінії гідроциліндр-бак Р_ц-б:

(2.30)

Визначаємо втрати тиску всієї гідросистеми:

(2.31)

+= 46 630,19

0,09+0,08+0,08+0,02+0,02+0,02=0,31

=46 630,19+0,31=46 630,5

2 ОПИС КОНСТРУКЦІЇ, ПРИНЦИП ДІЇ ТА ПРИЗНАЧЕННЯ ПРИСТРОЮ, ЩО РОЗРОБЛЯЄТЬСЯ Принцип дії радіально-поршньового насоса Приводний вал насосу 1 опирається на два підшипника 2, встановлених в розточках корпусу насоса 3. На ексцентрикову частину вала опирається два ряди циліндрів 4, по п’ять у кожному ряду. В циліндри встановлені поршні 5, сферичні головки яких упираються у відповідні сфери підп'ятників, встановлених у розточки корпусу. Притиснення циліндрів до ексцентрикового валу насоса під час роботи здійснюється за допомогою кілець ведення 10. Підп'ятників 9 з завалькованими в них поршнями зажаті у радіальних росточках корпуса насоса 3, корпусом клапана 6, нагнітаючий клапан (кулька) 8 притиснутий до сідла пружиною 7.

В аксіальних росточках корпуса насоса 3 розположені зливні клапани 28, сідла клапана 17, пружини 16.

У насосах з робочим об'ємом, та зливні клапани утримуються пружинами у відкритому стані, а у насосах з робочим об'ємом, та зливні клапани закриті.

При усмоктуванні робоча рідина із картера через пази у валу поступає в робочу камеру, образо ванну центральними отворами у циліндрі, поршні, підп'ятнику, розточками у корпусі до нагнітаючого та зливного клапана.

При нагнітанні, коли внутрішній отвір циліндра виходить із зони паза на валу та перекривається, та якщо зливні клапани зариті, здійснюється нагнітання робочої рідини через нагнітаючі клапани у колектор нагнітання.

Регулювання подачі побудовано на зливі рідини із робочої камери на частині нагнітаючого ходу (фазне регулювання).

Управління клапанами зливу відбувається за рахунок розподільної втулки 15, з'єднанної з валом насоса та маючої можливість осьового переміщення.

Якщо на протязі усього ходу нагнітання зливні клапани закриті, тоді подача буде максимальною, якщо на протязі всього ходу нагнітання зливні клапани відкриті. тоді подачі не буде.

У насосах з робочим об'ємом 125, 250 та 500 у кришці насоса знаходиться шестеренний насос 20. Один потік шестерного насоса через втулку 11 та канали «а» та «б» підводиться до розподільної втулки 15, другий через туку ж втулку та відповідні канали виводиться із кришки насоса. У потоці підведеного до розподільної втулки 15, встановлений запобіжний клапан, що складається з золотника 11, пружини 13, пробки 12. Запобіжний клапан налаштовується на На пружинній поверхні розподільної втулки 15 маються поглиблення, обмежені перемичками, утворюючі віддільні зони. Одна зона постійно з'єднана зі зливом через отвори «в», друга з клапаном підводу управляючого тиску «б».

Якщо канал «г» на частини ходу нагнітання повідомляється розподільною втулкою із каналом «б», тоді зливний канал відкривається поршень ком 19. Якщо канал «г» повідомляється із зоною зливу, клапан зливу 18 зачинений.

Величина частини нагнітального ходу, на якій відбувається злив робочої рідини в картер насоса, залежить від осьового положення розподільної втулки, керованої відповідним механізмом зміни подачі.

При русі тяги у середину насоса на початку збільшується подача в першому відводі до номінальної величини, потім у другому відводі.

При русі тяги із насоса подача насоса змінюється у зворотній послідовності.

Розрахунок радіально-поршневого насоса 50НРР125

Вихідні дані для проектування:

Номінальна подача;

Номінальний тиск ;

Номінальна частота обертання ;

Додаткові дані:

Число поршнів в ряду z=5;

Число рядів поршнів k=2;

Робоча рідина — мінеральне масло щільністю і кінематичною в’язкістю .

Визначення основних конструктивних елементів насоса.

Робочий об’ем радіально-поршневого насосу є одним із основних параметрів, який визначає габарити та інші конструктивні елементи насосу.

Визначаємо робочий об’ем насоса за формулою :

(3.1)

Зі стандартного ряду по ГОСТ 13 824–80 обираємо близьке номінальне значення, щоб здійснювалась умова. Приймаємо =125.

Виходячи з прийнятої конструктивної схеми насоса визначимо ексцентриситет колінчатого вала.

(3.2)

Де d = 25мм — обраний діаметр поршня.

Хід поршня знаходимо з залежності:

(3.3)

= 25,4 мм Середня швидкість поршня буде:

(3.4)

Виходячи з надійності поршня в циліндрі і забезпечення хода поршня розраховують відстань від осі оберу головки поршня, які визначають габарити насоса.

(3.5)

Де — прийнятий радіус ексцентрикової шийки вала насоса; а — (7…10)мм — розмір, назначений конструктивно пропорційно вибраному діаметру поршня.

мм Приймаємо L= 116,1 мм Розрахункова кінематична схема насоса:

Максимальний кут повороту осі поршня знаходимо з залежності:

(3.6)

звідки

Із умови розміщення усіх опор циліндрів одного ряду на ексцентриковій шийці вала визначаємо розмір опори циліндра:

(3.7)

Приймаємо H=45мм Приймаємо конструктивно розміри опори циліндра D і, перевіримо значення цих діаметрів на забезпечення робото здатності опори і конструктивного сполучення розмірів по співвідношенням:

і (3.8)

і

3.2 Вибір підшипників кочіння Визначаємо рівнодіючі сили, які діють на вал від дії поршнів, котрі знаходяться в такі нагнітання, виходячи зі схеми сил.

а) Для першого ряду поршнів рівнодіюча буде:

(3.9)

Н

б) Для другого ряду поршнів рівнодіюча дорівнює :

(3.10)

Н Зі схеми навантаження вала визначаємо реакції в його опорах:

(3.11)

Н

(3.12)

Н Де =167мм; =60мм; = 107мм — розміри вала, обрані по конструктивним параметрам.

Так як за один оберт вала реакцій опор по величині змінюються місцями, а вслідстві, змінюються від до, приймаємо для подальших розрахунків Динамічне радіальне навантаження для кулькового радіального підшипника дорівнює:

(3.13)

Н Де X=1 -коефіціент радіального навантаження для радіального підшипника при відсутності осьового навантаження.

K=1,2 — коефіцієнт обертання при нерухомій по відношенню і напрямку навантаження всередині кільця підшипника.

Виходячи з потреб довголіття підшипника, визначаємо цього динамічну радіальну вантажопід'ємність:

(3.14)

Н Де — довголіття підшипника, яке потребується.

По отриманому чи близькому значенню з урахуванням розмірних співвідношень насоса підбираємо необхідний кульковий підшипник по ГОСТ 8338–75.

4 ТЕХНІЧНА ДІАГНОСТИКА Робота гідравлічних приводів машин супроводжується хвильовими коливальними процесами, виникаючими внаслідок неврівноваженості й зношування частин гідроприводу, зміни навантажень, перерозподілу енергії при зміненні напряму руху або турбулізації потоку робочої рідини. Ці хвильові коливанні процеси є джерелами вібрації й шуму агрегатів гідравлічного приводу.

Так як вібрація й шум виникають при взаємодії структурних агрегатів, вони несуть корисну інформацію про їхній стан. За допомогою вібраційного методу діагностування здійснюється безпосередній контроль динамічного силового впливу, завдяки чому можливо на більш ранній стадії виявити й попередити несправності. Так, ушкодження окремих елементів агрегатів гідроприводу виникає миттєва зміна рівня й частотних характеристик вібраційного спектра. Перекоси у шліцевих з'єднаннях, підвищенні зазори чи знос бігових доріжок у підшипниках можуть бути виявлені по зміні характеру динамічних навантажень значно раніше, ніж виникнуть сліди явного зносу, стружка у маслі, підвищення температури чи зниження економічних показників об'єкта контролю.

Позитивними факторами, що сприяють поширенню методів і засобів вібконтролю агрегатів гідравлічного привода, являються висока інформативність віброакустичних сигналів, простота їх перетворення в електричні сигнали та, отже, можливість автоматизації процесу контролю та діагностування.

Аналіз відмов і несправностей радіально-поршневих насосів регульованої чи постійної подачі показує, що в них найбільш часто відмови відбуваються по причині руйнування підшипників внаслідок утомленого вифарбовування матеріалу бігових доріжок внутрішньої і зовнішньої обойми, а також тіл кочення. Другою розповсюдженою несправністю являється зношування деталей поршневої пари, внаслідок якого з’являються осьові люфти у сполученнях поршень — шатун — вал та радіальні зазори у сполученнях поршень блок циліндрів. Ці несправності часто приводять до підвищення пульсації тиску в напірній магістралі за насосом і вібрації корпусу агрегату.

Спектри віброприскорювань насосів, гідромоторів, насосних станцій мають комбіновану структуру та представляють собою суму спектра широкополосного вібраційного шуму і лінійного спектру, що складається із ряду дискретних гармонійних складових. Основною причиною утворення вібраційного шуму являється обурювання гідродинамічних навантажень (взаємодія маси робочої рідини з елементами насоса); дискретні складові обумовлені механічними і гідравлічними силами.

Основними причинами змушених коливань радіально-поршневого насосів являються наступні: нерівномірність подачі, нерівномірність крутячого моменту на ведучому валу, циклічно змінюючи реакції на опорних підшипниках, центр обіжні сили поршнів, прецесія ведучого валу внаслідок наявності радіальних зазорів у підшипниках, ударні імпульси при коченні по хвилястим біговим доріжкам, неврівноваженість приводного вала та погрішності, допущені при виготовленні та зборці агрегата.