Гидравлика методичка лаб. Методичка лаб ГО СК студ. Краткие сведения из теории общие сведения о гидропередачах и гидромашинах
 Скачать 1.17 Mb.
|
|
1 КРАТКИЕ СВЕДЕНИЯ ИЗ ТЕОРИИ Общие сведения о гидропередачах и гидромашинах Многие современные сложные машины насыщены различными гидрав- лическими системами и агрегатами, которые по их назначению и выполняе- мым функциям принято подразделять на две основные группы: 1. Системы и агрегаты, предназначенные для передачи механической энергии от источника к потребителю (рабочим органам машины) и управле- ния движением этих органов (гидропередачи, гидроприводы); 2. Системы и агрегаты, предназначенные для перемещения различных жидкостей из мест хранения к местам ее потребления (насосные стации). В общем случае гидропередачей следует называть механизм, который позволяет передавать механическую энергию от какого-либо источника к ра- бочему органу той или иной машины посредством жидкости. Гидропривод (ГП) – гидропередача, в которой происходит двукратное преобразование энергии: на входе механическая энергия от какого-либо ис- точника преобразуется в энергию потока жидкости посредством насоса, а на выходе энергия потока жидкости преобразуется в механическую энергию по- средством гидромотора, передающуюся исполнительному механизму. Гид- ропривод позволяет не только передавать механическую энергию от источ- ника к потребителю посредством жидкости, но и управлять движением этого органа. Таким образом, любой гидропривод можно назвать гидропередачей, но не всякая гидропередача может быть названа гидроприводом. Исходя из вышесказанного, насос – устройство, преобразующее механи- ческую энергию от приводного двигателя в гидравлическую энергию дви- жущейся жидкости; гидромотор, или гидродвигатель (ГД) – устройство, пре- образующее гидравлическую энергию жидкости, поступающей в гидромотор, в механическую (например, во вращательное движение выходного вала гид- ромотора или в возвратно-поступательное движение, если в качестве гидро- мотора используется гидроцилиндр). По принципу действия гидропередачи вообще, и гидроприводы, в част- ности, подразделяются на: статические или объемные; динамические; им- пульсные или волновые. В данном курсе рассматриваются только статические гидропередачи и их элементы, как наиболее распространенные в специальной технике. Статическиминазываются гидропередачи, у которых напорная линия всегда геометрически отделена от всасывающей, а усилия на рабочих органах определяются, главным образом, статическим давлением жидкости в маги- стралях; скорость течения жидкости в магистралях небольшая (от 1 до 10 м/с). Условные обозначения насосов и гидромоторов Нерегулируемый (постоянная производительность (объем жид- кости, подаваемый в единицу времени) при постоянной частоте вращения приводного двигателя) нереверсивный насос. 2 Нерегулируемый нереверсивный гидромотор. Нерегулируемый реверсивный насос (в насосе полости нагне- тания и всасывания могут меняться местами, т.е. насос может менять направление течения жидкости) и гидромотор (выход- ной вал гидромотора может вращаться в обе стороны при соот- ветствующей смене направления течения жидкости). Регулируемый (с помощью специальных устройств регулиру- ется производительность насоса при постоянной частоте вра- щения вала насоса) реверсивный насос. Для образования гидропривода непрерывного вращательного движения можно взять два насоса, один из которых регулируемый, другой – нерегули- руемый, соединить их полости трубопроводами, залить жидкостью, и вал ре- гулируемого насоса соединить с источником энергии, а нерегулируемого – с нагрузкой (рис. 1.1). Рис. 1.1. Принципиальная схема гидропривода Для гидропривода обязательно наличие управляюще-регулирующего устройства, которое может быть выполнено в виде неотъемлемой составной части насоса или гидродвигателя (а также того и другого) или в виде отдель- ных механизмов (дросселя с переливным клапаном-распределителем и др.). По способу регулирования различают гидроприводы: а) с объемным регулированием, б) с дроссельным регулированием, с) с комбинированным регулированием. Сущность объемного регулирования заключается в бесступенчатом из- менении производительности насоса (или рабочего объема гидродвигателя) в процессе его работы. Производительность насосов, при постоянстве скорости вращения его вала, в данных установках регулируется путем изменения дли- ны рабочего хода замыкателей (поршней или плунжеров). Наиболее харак- терным признаком этого способа регулирования является то, что упорядо- ченное движение жидкости осуществляется по замкнутому контуру и что давление на выходе насоса незначительно отличается от давления на входе в гидродвигатель. При этом давление нагнетания определяется величиной нагрузки на выходе привода. М М ω 1 = const ω 2 = var ИО 3 Характерной особенностью гидроприводов с дроссельным регулирова- нием является наличие разомкнутости в контуре циркуляции жидкости и не- зависимость давления на выходе из насоса от нагрузки на гидродвигатель. Говоря об особенностях гидравлических приводов, в первую очередь необходимо заметить, что они обладают удачным сочетанием ряда весьма ценных для машиностроения качеств, а именно: 1. Позволяют бесступенчато, в широком диапазоне, регулировать ско- рость движения управляемого рабочего органа в обе стороны. Для современного гидропривода диапазон регулирования: 5000 500 min 2 max 2 гп D 2. Просты и надежны в управлении. По простоте, надежности и габари- там гидравлические управляющие устройства обладают наилучшими показа- телями. 3. Обладают малой инерционностью. 4. Имеют малый вес и габариты на единицу передаваемой мощности. 5. Герметичны. 6. Допускают весьма простыми и надежными средствами преобразовать вращательное движение в прямолинейное возвратно-поступательное и пово- ротное. Этим качеством обладают все типы передач – гидравлические им не уступают. 7. Обладают достаточно жесткими механическими характеристиками. 8. Обладают хорошей агрегатностью. и др. Из вышесказанного нетрудно заметить, что гидравлические приводы по сравнению с электрическими, механическими, пневматическими агрегатами аналогичного назначения обладают значительно большим количеством по- ложительных для машиностроения качеств. Однако не следует считать, что гидравлические приводы являются лучшими приводами вообще для всех машин и их рабочих органов, им при- сущи и крупные недостатки. К числу таковых следует отнести: 1. Высокую стоимость, особенно гидроприводов с объемным регулиро- ванием. 2. Неоднозначность значений КПД у гидроприводов с различными спо- собами регулирования. Причем у относительно дешевых приводов с дрос- сельным регулированием КПД весьма низок (0,2 0,3), у приводов с объем- ным регулированием в среднем 0,7 0,75. 3. Зависимость механической характеристики и КПД от степени изно- са, от характера нагрузки на привод и от физических свойств жидкости. 4. Относительная сложность агрегатов и высокая точность изготовле- ния отдельных элементов и деталей гидропривода. 5. Использование в качестве рабочего элемента (как правило) горючих жидкостей (минеральных масел), что для военной техники является неблаго- приятным обстоятельством. 4 6. Невозможность обеспечения длительной стоянки рабочего органа в заданном положении. По конструктивно-кинематическим признакам все существующие ро- тационно-поршневые насосы и гидромоторы чаще всего принято подразде- лять на три основных типа: аксиальные, радиальные, эксцентриковые. Аксиально-поршневые машины Универсальный регулятор скорости (УРС) Принципиальная схема УРС приведена на рис. 1.2. В блоке цилиндров 1 расположены поршни 2. Золотниково-распределительное устройство 3 обеспечивает образование двух полостей – полости нагнетания и полости всасывания рабочей жидкости. Поршни при помощи штоков 4 соединены с качающейся шайбой 6. Шайба помещена в чашку 5. Шарнир 7 обеспечивает передачу вращения от входного вала, жестко связанного с блоком цилиндров, качающейся шайбе. 1 2 3 4 5 6 7 R Рис. 1.2. Схема УРС В основу данной машины заложен кривошипно-шатунный механизм (рис. 1.3). Только таких механизмов несколько. Все они объединены в один блок. Кривошип R заменен шайбой и повернут на 90 о в плоскости вращения, при этом шайба на подшипниках покоится в чашке, при помощи которой может наклоняться от начального положения на угол . Поршни с цилин- драми разнесены от оси вращения таким образом, что угол 0 о , и вращают- ся вместе с валом и шайбой. Нетрудно убедиться, что каждый поршень будет совершать одновременно два движения: переносное (в пространстве) и отно- сительное (возвратно-поступательное). Для изучения существа работы гидравлической машины как преобразо- вателя механической энергии в энергию потока жидкости и наоборот, имеет значение в основном относительное движение, в процессе которого за один оборот вала машины (за один цикл переносного движения поршень) совер- 5 шает два хода длиной h = 2Rsin . Один ход (на половине оборота вала) ис- пользуется для всасывания жидкости в полость цилиндра, другой – для вы- теснения ее из цилиндра (нагнетания в магистраль). Это обеспечивается спе- циальной конфигурацией каналов золотниково-распределительного устрой- ства (рис. 1.4). R Рис. 1.3. Схема кривошипно-шатунного механизма Рис. 1.4. Конфигурация каналов золотниково- распределительного устройства Величина хода поршня, пропорциональна , и, при прочих равных условиях, определяет количество подаваемой насосом жидкости. Если в про- цессе вращения вала с одной и той же скоростью и в одну сторону изменять угол , например, от 20 о до 0 о , то будет изменяться и количество перекачива- емой жидкости от какого-то значения Q до 0 (естественно не может быть равен или превышать 45 о , обычно = 15 30 0 ). При переходе шайбы через вертикальную ось (ось «мертвых положе- ний») направление потока жидкости изменится на противоположное, т.е. произойдет реверс потока жидкости, и реверс движения выходного вала. Так эта машина работает в роли насоса. Если же под поршни такой машины через распределитель подавать жидкость под давлением от какого- либо источника, то она будет гидродвигателем, в котором энергия потока жидкости будет преобразовываться в механическую энергию и через его вал передаваться управляемому рабочему органу. Поскольку это так, то, очевидно, гидропривод может быть образован из двух принципиально одинаковых машин, одна из которых регулируема и ис- пользуется, например, в качестве насоса, вращаясь в одну и ту же сторону с 1 =const, а другая нерегулируема и используется в качестве гидродвигателя (гидромотора), для которого ω 2 = var. Машина с поворотным диском и косой шайбой Эти разновидности машин получаются в том случае, если уничтожить механические связи между поршнями и шайбой (диском) – рис. 1.5. Для обеспечения возвратно-поступательное движения поршней (плун- жеров) в цилиндрах, необходимы какие-то дополнительные мероприятия: либо прижим поршней избыточным давлением в полости всасывания, либо введение под поршни специальных пружин. Формула для определения хода поршня получает вид: h = 2Rtg (R const). 6 Эффект регулирования достигается путем изменения угла наклона по- воротного диска или косой шайбы. Машины компакты, особенно хороши в качестве гидромоторов машины с косой шайбой. Рис. 1.5. Схема машины с косой шайбой Производительность, крутящий момент, мощность, КПД Производительностью будем называть объем жидкости, подаваемый (перекачиваемый) насосом за единицу времени (м 3 /с). Производительность является важнейшим параметром любого насоса, будь то в системе гидропривода или в системе так называемых «насосных станций». Этот параметр характеризует (при прочих равных условиях) раз- меры насоса и входит сомножителем в зависимость для определения его мощности. Действительная производительность насоса обозначается обычно символом Q 1 . Для обозначения теоретической производительности (т.е. производительности без учета объемных потерь, или утечек Q ут1 ) принят символ Q 10 . К числу наиболее употребительных единиц измерения этого па- раметра при рассмотрении гидропередач относятся см 3 /с и л/мин (для «насосных станций» м 3 /час). Утечки представляют собой неустранимые объемные потери жидкости из полости нагнетания в полость всасывания (т.е. ту часть жидкости, которая не участвует в движении по нагнетательному трубопроводу на выходе из насоса) через неустранимые зазоры в гидромашине, обусловленные особен- ностями конструкции, например, в гидроцилиндре – утечки между движу- щимся поршнем и внутренней поверхностью цилиндра. Забегая вперед, отметим, что утечки прямо пропорциональны давлению нагнетания в гидросистеме и обратно пропорциональны вязкости жидкости (прямо пропорциональны температуре), которая в свою очередь зависит от рода жидкости и ее температуры, а также зависят от конструктивно- технологических характеристик гидромашины. 7 Действительная производительность насоса Q 1 определяется по формуле ут1 10 1 Q Q Q , где Q ут1 – утечки жидкости в рабочих камерах насоса. Без строгих теоретических выкладок, используя лишь логические рас- суждения при рассмотрении основных схем ротационно-поршневых машин, имея в виду при этом, что с достаточной степенью приближения в основе любого из них просматривается наличие простейшего кривошипно- шатунного механизма, можно записать: 1 1 1 1 1 1 10 n z h S n q Q , где h 1 – ход поршня (определяется для каждого типа насоса своей зависи- мостью) (м); z 1 – число поршней насоса; n 1 – частота вращения вала насоса (1/с); 4 / 2 1 1 n d S – площадь поршня (м 2 ); d n1 – диаметр поршня насоса (м); 1 1 1 1 z h S q – рабочий объем гидромашины (объем жидкости, подаваемый или пропускаемый машиной за один оборот ее вала при отсутствии утечек жидкости из рабочих камер; м 3 ). Рабочий объем является одним из основных параметров машины. Поня- тие рабочего объема позволяет записывать зависимости для производитель- ности и расхода (для гидродвигателя) для любых типов машин в одинаковой форме, а именно: Q 10 = q 1 n 1 и Q 20 = q 2 n 20 (нижний индекс «2» обозначает ГД – см. далее). Откуда, например, теоретическая скоростная характеристика гидропривода (теоретическая частота вращения вала гидромотора) с объем- ным регулированием (производительность насоса регулируется изменением угла наклона косой шайбы) представляется как 20 10 Q Q ; 20 2 1 1 n q n q ; 2 10 2 1 1 20 q Q q n q n Выражение 20 10 Q Q означает: сколько жидкости в единицу времени перекачивает насос (при отсутствии утечек), столько поступает в гидромо- тор. Если насос объемно регулируемый (меняется угол наклона шайбы), то, учитывая, что ход поршня определяется как sin 2 1 R h , будем иметь 1 01 max 1 1 1 1 1 1 1 1 10 sin 2 n e q n z R S n z h S Q и 20 2 01 1 max 1 n q e n q ; 2 01 1 max 1 20 q e n q n , где 1 max 1 1 1 max 1 max 1 sin 2 z h S z R S q – максимальный рабочий объем при максимальном ходе поршня, который имеет место при наибольшем угле наклона шайбы max , т.е. max max 1 sin 2 R h ; 8 max max 1 1 max 1 1 01 sin sin h h q q e – параметр регулирования (принимает зна- чения от 0 до 1), – текущий угол наклона косой шайбы, max – максималь- ный угол наклона шайбы. Таким образом, при 1 01 e , т.е. при максимальном угле наклона шайбы насоса теоретическая производительность насоса будет максимальной 1 max 1 10 n q Q , также будет максимальной и теоретическая частота вращения выходного вала гидромотора 2 1 max 1 20 q n q n При 0 01 e , т.е. при нулевом угле наклона шайбы насоса (α=0) ход поршня будет равен нулю, поэтому будет равна нулю теоретическая произ- водительность насоса ( 0 10 Q ) и теоретическая частота вращения выходного вала гидромотора, т.е. 0 20 n Действительный расход гидродвигателя (с учетом утечек Q ут2 , т.е. объе- ма жидкости в единицу времени, который не совершил работу по вращению вала ГД) равен ут2 10 20 Q Q Q При работе гидропривода часть теоретической производительности насоса Q 10 жидкости «теряется» в результате утечек в насосе Q ут1 , т.е. ут1 10 1 Q Q Q , оставшаяся часть поступает на вход в ГД (в качестве теоретического расхода ГД) 1 20 Q Q , также в самом ГД часть жидкости «теряется» в результате утечек Q ут2 , т.е. ут2 20 2 Q Q Q Откуда действительный расход жидкости, совершающий вращение выходно- го вала гидропривода (вала ГД), равен ут2 ут1 10 2 Q Q Q Q Из последнего выражения можно вывести выражение для определения действительной частоты вращения выходного вала гидропривода n 2 ут2 ут1 1 1 2 2 Q Q n q n q ; 2 ут2 ут1 1 1 2 q Q Q n q n Сравнивая последнее выражение с выражением для теоретической ча- стоты вращения вала гидропривода 2 1 1 20 q n q n , видим, что действительная частота вращения n 2 меньше теоретической n 20 на величину утечек (Q ут1 +Q ут2 )/q 2 9 При этом, учитывая прямо пропорциональную зависимость величины утечек от давления и температуры, получаем, что при давлении, например, 100 атм действительная частота вращения вала ГД n 2 будет меньше частоты вращения вала ГД при давлении, например, 10 атм (температура жидкости предполагается одинаковой). Также аналогично получаем, что при темпера- туре рабочей жидкости, например, 70 0 С действительная частота вращения вала ГД n 2 будет меньше частоты вращения вала ГД при температуре, напри- мер, 40 0 С (давление жидкости предполагается одинаковым). Также из формулы 2 ут2 ут1 01 1 max 1 2 q Q Q e n q n можно заметить, что при изменении параметра регулирования e 01 (изменения теоретической производительности насоса) от 0 до некоторого порогового значения e 01п вследствие наличия утечек частота вращения выходного вала будет равна нулю, пока теоретическая производительность не превысит ве- личину утечек. При этом чем больше давление в гидроприводе (температура жидкости предполагается постоянной), тем больше это пороговое значение e 01п , так как с увеличением давления растет величина утечек. То же относится и к изменению температуры при неизменном давлении. Средний крутящий момент гидромашины равен (без вывода): p q М 2 ср , где p = p н – p сл – перепад давлений; p н – давление в полости нагнетания; p сл – давление в полости слива. Мощность насоса, гидромотора и гидропривода определяется по фор- муле: M N , где ω – угловая скорость вала, М – крутящий момент. Таким образом, для гидравлической машины (в данном случае насоса) вправе запи- сать (без учета потерь): 1 10 10 M N ; 1 1 10 2 p q N или p Q N 10 10 , где n 1 =ω 1 /2π. КПД В гидравлических передачах часть энергии, подводимой к входному валу, теряется в процессе работы на преодоление различных внутренних со- противлений и превращается в тепло. В насосах, гидродвигателях, распределительно-регулирующих и вспо- могательных устройствах гидроприводов имеют место три вида потерь: 1. Гидравлические, затрачиваемые на преодоление сил трения между частичками движущейся жидкости и на преодоление сил сопротивления жидкости движению в ней элементов машины. 2. Механические, затрачиваемые на преодоление сил трения между со- пряженными и перемещающимися относительно друг друга деталями насоса, гидродвигателя или другого элемента. 10 3. Объемные, к которым относятся, главным образом, утечки рабочей жидкости из полости нагнетания в полость всасывания или корпус через не- устранимые щели между подвижно-сопряженными деталями машины; Гидравлические и механические потери обычно объединяют и их назы- вают гидромеханическими потерями. Рис. 1.6. Схема гидропривода Гидромеханическим КПД называется относительная величина, учиты- вающая гидромеханические потери внутри соответствующего гидравличе- ского агрегата или устройства и определяемая в общем случае зависимостью: 0 эф 0 1 эф 1 10 1 гм1 2 2 p p p / q p / q М М , 0 1 1 10 10 10 гм1 2 / , 1 1 p q n M M M М M М c c c , (1.1) где p эф – эффективное давление, т.е. та часть рабочего (манометрического) давления, которая идет на совершение полезной работы (определяется из эксперимента); p 0 – теоретическое давление, т.е. то, которое мог бы создать насос при данном потребляемом им моменте, если бы не было в нем потерь (часто под давлениями p 0 и p эф подразумевается перепад давлений с учетом давления в области слива Δp 0 и Δp эф ); , 1 n M M c c – момент гидромехани- ческого сопротивления прямо пропорционален частоте вращения вала маши- ны и вязкости жидкости. Как видно из выражения (1.1), гидромеханический КПД обратно про- порционален частоте вращения вала машины n 1 (скорости течения жидкости) и вязкости жидкости , прямо пропорционален давлению в гидросистеме 0 p , т.е. можно записать функциональную зависимость 0 1 1 1 гм1 гм1 , , p n На основании последних выражений можно записать гм1 10 1 M M ; эд 10 M M ; 2 гм 20 2 M M , где эд M – момент, передаваемый насосу приводным электродвигателем. Для гидропривода в целом гидромеханический КПД: гм2 гм1 гп гм Таким образом, гидромеханический КПД гидропривода равен произве- дению гидромеханических КПД насоса и гидромотора. Объемный КПД насоса, ГД или гидропривода учитывает лишь утечки жидкости из полости высокого давления в полость низкого и выражается, например, для насоса, отношением: ЭД n n q q 2 ИО р эф р сл М 2 , N 2 М 10 , N 10 М 20 , N 20 М 1 , N 1 Q 10 Q 1 Q 2 Q 20 11 10 1 ут1 1 1 ут1 10 ут1 10 ут1 10 10 1 об1 , 1 1 1 Q p Q n q Q Q Q Q Q Q Q Q , (1.2) где 1 ут1 , p Q – объемные потери, которые прямо пропорциональны давле- нию в гидросистеме и обратно пропорциональны вязкости жидкости. Исходя из выражения (1.2), выражение для объемного КПД насоса мож- но представить в виде функциональной зависимости: 1 1 об1 об1 , , n p Имеем, 1 об 10 ут1 10 1 Q Q Q Q ; 2 об 20 ут2 20 2 Q Q Q Q . В гидроприво- де 1 20 Q Q ( ут2 ут1 10 2 Q Q Q Q ), откуда об2 об1 10 об2 об1 10 10 2 гп об / / Q Q Q Q Таким образом, объемный КПД гидропривода равен произведению объ- емных КПД насоса и гидромотора. Общий КПД учитывает как объемные, так и гидромеханические потери в гидросистеме. Общий КПД насоса (ГД) есть отношение передаваемой им мощности (полезной мощности) к потребляемой: 1 гм 1 об 0 10 1 10 1 1 p Q p Q N N эф Понятие об общем КПД гидропривода аналогично понятию о КПД лю- бой другой передачи, т.е. выражается отношением оправдываемой ГД мощ- ности к мощности, потребляемой насосом. Для гидропривода в целом общий КПД, учитывая 1 10 1 N N ; 1 20 N N ; 2 20 2 N N , будет равен: 2 1 10 2 20 10 2 гп N N N N |