16-я
лекция, 2010
16. ОБЪЕМНЫЕ ГИДРОМАШИНЫ.
ОСНОВНЫЕ СВЕДЕНИЯ ОБ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОМАШИНАХ
и ГИДРОСИСТЕМАХ
16.1. Основные понятия.
16.2. Величины, характеризующие рабочий процесс
объемных
гидромашин.
16.3.
Основные свойства объемных гидромашин
и
особенности их работы с системой потребителя.
16.4.Насосы и
гидродвигатели.
16.5. Гидросистемы
16.1. Основные
понятия.
Гидромашина называется объемной, если ее рабочий процесс основан на заполнении рабочей камеры жидкости и последующем вытеснении жидкости из этой камеры.
Под рабочей камерой понимается объем внутри машины, периодически соединяемый с напорной и всасывающей гидролинией.
Объемная гидромашина может иметь одну или несколько рабочих камер, рабочие камеры могут иметь постоянный или переменный объем.
Вытеснение
жидкости могут выполнять поршни, плунжеры, шестерни, винты, пластины и т.д.
По конструктивному принципу объемные насосы разделяют на поршневые и роторные. В поршневом насосе жидкость вытесняется из рабочих камер при возвратно-поступательном движении поршней, плунжеров, диафрагм. В роторном насосе жидкость вытесняется из перемещаемых рабочих камер при вращательном движении вытеснителей. Эта классификация условна, так как в аксиально-поршневых гидромашинах, например, вал вращает поршневую группу, которая ведет блок цилиндров, при этом поршни совершают в блоке возвратно-поступательные движения.
Объемным гидронасосом называется гидромашина, предназначенная для преобразования механической энергии двигателя в энергию потока жидкости.
Объемным гидродвигателем называется гидромашина, предназначенная для преобразования энергии потока жидкости в энергию движения выходного звена. По характеру движения выходного звена объемные гидродвигатели бывают:
1) с возвратно-поступательным движением выходного звена – гидроцилиндры,
2) с непрерывным вращательным движением выходного звена - гидромоторы,
3) поворотные гидродвигатели с ограниченным углом поворота – моментные гидродвигатели.
16.2. Величины, характеризующие рабочий
процесс
объемных гидромашин
Рабочим объемом Vо гидромашины называется изменение объема рабочих камер за один оборот вала машины.
Рабочий объем называют теоретическим, идеальным или геометрическим, это объем, который машина способна переместить за один оборот.
Vo = Vк*i, (16.1)
где Vк - изменение объема одной рабочей
камеры; i — количество
камер.
Рабочий объем Vo можно рассчитать по конструкторской документации или определить экспериментально, измеряя подачу насоса при отсутствии утечек и сжатия жидкости. Схема измерений показана на рис. 16.1. Вал насоса вращают с малой частотой и измеряют объемным способом количество подаваемой им жидкости, считая при этом количество оборотов.
Рабочий объем определяют из отношения
Давление жидкости в питающем и приемном сосуде должны быть примерно равны. Опытное определение объема Vo исключает неточности, неизбежные при его вычислении по конструкторским данным.
Теоретическая подача Qнт
насоса обусловлена только
геометрическими размерами его рабочих органов,
Qнт = Vo *nн, (16.2)
где nн
- частота вращения приводного вала при угловой скорости его
ωн.
Теоретическая подача больше подачи насоса поступающей в напорную линию.
При постоянной частоте вращения заполнение рабочих камер и вытеснение из них жидкости происходит неравномерно. Например, у шестеренного насоса причиной неравномерности будет конечное число зубьев, у поршневой - конечное число поршней.
Учитывая потери энергии различной природы для объемных насосов различают объемный КПД- ηо, гидравлический КПД - ηг, механический КПД- ηм.
Действительная подача насоса Qн равна разности между теоретической подачей Qнт
и утечками через зазоры qу,
а при больших давлениях потерями расхода
qсж на сжимаемость жидкости.
Qн = Qнт - qу - qсж,
где qу - утечки; qсж – потери расхода при сжатии жидкости.
Обычно потерями на сжатие пренебрегают, поскольку их значение невелико. Отношение действительной подачи Qн к теоретической Qнт называется коэффициентом подачи или объемным КПД:
кQ = ηо = Qн/ Qнт, (16.3)
Полное приращение энергии жидкости в объемном насосе обычно относят к единице объема и выражают в единицах давления.
В объемных насосах приращение давления больше приращения кинетической энергии, поэтому приращение кинетической энергии за счет скорости обычно не учитывают в балансе энергии.
Давлением насоса Рн называется разность(или перепад) между давлением Рнп на выходе из насоса, в напорной магистрали и давлением Рвс на входе в него, во всасывающей магистрали
∆Рн = Рнп — Рвс (16.4)
Полезная мощность насоса равна
произведению действительной подачи Qн на давление насоса ∆Рн
Nп = Qн*∆Pн (16.5)
Мощность, потребляемая насосом, равна
мощности, затрачиваемой двигателем на привода
насоса:
Nд = Мн*ωн, (16.6)
где Мн - момент на валу насоса, ωн - угловая скорость вала насоса.
Полный КПД насоса есть отношение полезной мощности к потребляемой мощности
ηн = Nн/Nд = Qн*∆Pн /(Мн*ωн). (16.7)
Потери в гидромашинах.
1. Гидравлическими потерями давления в гидромашине называют
потери, возникающие при сопротивлении
движения вязкой жидкости по внутренним каналам гидромашины.
Между моментом на валу насоса Мн, и перепадом давлений ∆Рн = Рнп — Рвс в рабочих камерах насоса и рабочим объемом существует зависимость
Мн = ∆Рн *Vo,
Определив из этой зависимости перепад давления в рабочих камерах насоса (в напорной и всывающей) получим
∆Рн = Мн /Vo.
Этот перепад, возникает в результате приложения к валу насоса момента Мн от приводного двигателя
Гидравлическим КПД называется отношение перепада давления на штуцерах насоса ∆Рн в перепаду давления в его рабочих камерах ∆Ркн
ηг = ∆Рн / ∆Ркн. (16.8)
2.Механическими называют потери на трение в механизмах насоса: в опорах, подшипниках, поршнях.
Прежде чем
возникнет давление в рабочих камерах, необходимо преодолеть сопротивление
трения. В связи с этим от потребляемой мощности следует отнять потери на трение
ΔNм.
Тогда механический КПД можно выразить отношением
ηм = (Nд – ΔNм)/Nд , (16.10)
3. Объемными называются потери подачи qу на перетекание жидкости через зазоры под действием перепада давления из полости высокого давления (в напорном канале) в полость низкого давления (во всасывающую или дренажную полость). Разделить потери на механические и гидравлические очень трудно, поскольку трудно замерить давления внутри рабочих камер, поэтому они оцениваются гидромеханическим КПД, соответственно и потери гидромеханические объединяются.
. (16.11)
Общий КПД ηн насоса равен произведению объемного и гидромеханического КПД. Приведенные величины характеризуют в общем виде рабочий процесс объемной гидромашины.
Теоретический расход
гидромотора, необходимый для получения скорости вращения вала nгТ определяется по объемной постоянной Vо.
QТ = Vо* nг (4-17)
Подводимый к гидромотору расход Q должен быть больше QТ
на величину утечек qу.
Qг = QТ - qу . (4-18)
Число оборотов гидромотора будет равно
nгм = Qг / Vо
,
то есть оно меньше числа оборотов определенных по теоретическому расходу.
Отношение ηогм = Qг / QТ называется объемным КПД гидромотора.
Для создания момента гидромотор создает давление
на преодоление сопротивлений на валу и
сопротивлений движению жидкости в камерах , равное разности давлений в напорной
и сливной полостях ∆Ргм= Рн-Рсл.
Полезная мощность гидромотора Nп, развиваемая на его валу равна,
Nп = ∆Ргм* Qг = Mгм*ωг, (4-24)
где
Мощность потребляемая гидромотором больше, чем полезная мощность, которую он может обеспечить на величину объемных, механических и гидравлических потерь
Nпот = (∆Ргм* Qг)/ηоηгмех = (Mгм*ωг)/ ηгм, (16.22)
где ηгм = ηоηгмех
Vо - геометрический рабочий объем в см3/об, nн в об/мин, по документации для новых насосов и моторов: η(общ) = 0,8-0,85 –общий КПД, ηо = 0,91 – объемный КПД, ηгм = 0,9-0,95 – гидромеханический КПД. ΔР – перепад (Р на входе - Р на выходе),
|
Расчетные формулы |
||||
|
Устройство |
Гидронасос |
|||
|
№,п/п |
Показатель |
Ед.изм. |
Формула |
|
|
1 |
Подача(расход) |
МКГСС в л/мин |
|
. |
|
СИ в м3/с |
Q*1,67*10-7 |
|||
|
2 |
Мощность привода насоса, Nп |
кВт |
|
Р-рабочее давление, Q - см.выше |
|
в МКГСС л.с. |
Nн*1,36, |
|||
|
3 |
Общий КПД |
|
ηн = ηо*ηгм |
|
|
|
Гидрмотор |
|||
|
4 |
Потребный расход |
л/мин |
|
|
|
6 |
Скорость вращения |
мин-1 |
|
|
|
7 |
Вращающий момент на валу гидромотора |
КГ/см2 или бар или ДаН/м2 |
|
|
|
8 |
Мощность на валу гидромотора |
кВт |
|
|
Расчетные формулы для гидроцилиндра
|
Гидроцилиндр, коэффициент полезного действия гидроцилиндров составляет ηгц = 0,85-0,95 |
||||
|
1 |
Площадь поршня гидроцилиндра |
см2 |
|
d1 – диаметр поршня и d2 – диаметр штока в мм. |
|
|
Площадь штока гидроцилиндра |
|
||
|
|
Площадь штоковой полости |
|
||
|
|
Усилие на штоке при давлении в поршневой полости |
кН |
|
Р – раб.давл. в бар или
ДаН/см2 |
|
|
Усилие на штоке при давлении в штоковой полости |
кН |
|
|
|
|
Усилие на штоке при дифф. включении ГЦ |
кН |
|
|
|
|
Скорость поршня |
м/с |
|
h – ход гидроцилиндра в м, t в с |
|
|
Давление в полости |
бар |
Рт=F/A |
Рт –теоретическое давление от усилия на штоке, без учета
потерь на трение. |
|
|
Подача теоретическая |
м3/с |
Qтеор = S*V |
|
|
|
Подача с учетом утечек |
|
|
|
|
|
Объем ГЦ |
л |
W=(S*h)/1000 |
h в мм |
|
|
Время хода ГЦ |
с |
t=(F*h)/
Q |
|
16.3. Основные свойства объемных гидромашин
и особенности их работы с системой потребителя
Особенностью объемных гидромашин является жесткость их характеристик.
Жесткостью характеристики называется ее отношение
отклонений функции и аргумента характеристики. Жесткость характеристики насоса выражается в том, что при
его подача Q мало изменяется при увеличении нагрузки, и при постоянной частоте вращения, определяется рабочим
объемом Vo.
На рис 4-2, а изображена характеристика объемного насоса.
Отклонение характеристики Qн = f(Pн) от теоретического значения Qн равного произведению рабочего объема на число оборотов насоса Qнт =Vo*nн при увеличении нагрузки не превышает нескольких процентов.
Жесткость характеристики гидромотора выражается в малой зависимости числа оборотов от момента нагрузки. Величина Мг при работе гидромотора определяется моментом сопротивления от привода.
Объемные насосы обладают свойством самовсасывания. В начале работы, при незаполненной подводящей линии, они способны откачать из нее воздух и газожидкостную смесь и заполнить обслуживаемую систему рабочей жидкостью. Работа на режиме заполнения возможна, если обеспечена смазка подвижных элементов. Требование самовсасывания ограничивает минимально допустимое давление Рнmin перед входом в насос и его максимальную частоту вращения nmax. Эти величины определяют опытным путем при кавитационных испытаниях насосов.
Давление насоса определяется сопротивлением гидросистемы, которую он обслуживает.
На рис. 4-3, а, показаны схемы характерных систем
с объемными гидромашинами. На рис. 4-3, а
изображена система, в которой насос подает жидкость из бака Н в бак Б. Давление в напорной линии Рн определяется
противодавлением потребителя РБ
и сопротивлением отводящей линии 2:
Рн = РБ
+ρgz2+Рп2,
где РБ – давление в баке Б , z2 — координата уровня потребителя, Рп2 — потери давления в отводящей линии.
Давление во
всасывающей линии, перед насосом Рвс
определяется давлением р0
входе в подводящую линию 1 и ее
сопротивлением:
Рвс = Р0
+ρgz1-Рп1
где Р0 – давление в баке Н , z1 — координата уровня потребителя, Рп1 — потери давления в отводящей линии. Разность между этими двумя величинами составит величину давления затрачиваемого в системе
Рс = (РБ
- Р0)+ ρg(z2 - z1) +(Рп2 + Рп1) = Рст + К*Q2
где Рст + К*Q2 .
В системе на рис.4.4б потребителем является гидромотор или гидродвигатель.В такой системе постоянную часть давления Рс составляют перепады на полостях гидродвигателей
Ргд = Рг2 - Рг1.
Для гидромотора эти величины определяются моментом нагрузки Мг, для гидроцилиндра усилием на штоке Rг.
Следовательно, для любого гидродвигателя
Рс = Ргд + (Рп2 + Рп1) = Рст + К*Q2
16.4.Насосы и гидродвигатели.
Шестеренные насосы
В шестеренном насосе с внешним зацеплением
шестерня 2 движется по направлению стрелки и захватывает шестерню 3, которая
вращается в противоположном направлении.
Жидкость выталкивается из камеры 4, а на стороне нагнетания вытесняется в напорную линию.
Зубья входят в зацепление раньше, чем из них
полностью вытесняется жидкость. Для разгрузки рабочих камер на этой части
рабочей зоны в опорах имеются
разгрузочные полости, которые соединяют рабочие камеры с полостью всасывания.
Боковой люфт между опорами и шестеренками
имеет гидростатическую компенсацию за счет которой опоры прижимаются к
шестеренкам давлением нагнетания. Таким образом, достигается большое значение
объемного КПД.
Роторно-поршневые
насосы.
Статор 1 имеет двойной эксцентриситет. На поверхности ротора в радиальных пазах крепятся подвижные лопасти 3. При вращении ротора центробежные силы и силы давления прижимают лопасти к статору. Поверхность статора и пара лопастей образуют рабочие камеры. Подвод и отвод жидкости производится через распределители. При вращении ротора пластины подходят к зоне всасывания, камера увеличивается из-за эксцентриситета и захватывает жидкость, проводя ее в зону нагнетания.
Регулируемый по давлению насос
Давление, образующееся в осласти сопротивления напору действует на внутреннюю поверхность статора. Возникает горизонтальная составляющая сила, действующая в направлении пружины. При достижении давлением заданного значения статор смещается и уменьшает эксцентриситет. Благодаря этому при высоком давлении подача и мощность уменьшаются и снижаются потери на нагрев.
ГИДРОЦИЛИНДРЫ
Цилиндры одностороннего действия. Передают усилие только в одном направлении.
Плунжерные
Гидроцилиндры с возвратной пружиной
Гидроцилиндры с односторонним штоком
По мере поступления рабочей жидкости через точку подключения шток выдвигается, а при поступлении в точку В втягивается. Максимальное усилие зависит от площади на которую действует давление. В полости поршня площадь больше, чем в штоковой, где она равна площади кольца. Соответственно и усилие больше. Поскольку полости отличаются объемом , время их заполнения и скорости движения поршня разные.
При двухстороннем штоке эффективная площадь одинакова для обеих полостей. Скорости и силы также одинаковы.
Телескопический цилиндр.
Телескопический цилиндр состоит из нескольких вставленных друг в друга поршней. С помощью цилиндра такого типа удается получить значительное перемещение рабочего органа при его малых габаритах в собранном состоянии.
При подаче жидкости в точку А происходит последовательное выдвижение поршней. Первым выдвигается самый большой поршень. При этом , если нагрузка остается постоянной при переходе от большей площади к меньшей давление увеличивается скачком. Так же меняется и скорость. Втягивание поршней происходит в обратном порядке.
16.5. Гидропередачи
