Вопрос №1 Гидравлические машины. Основные термины. Классификация по принципу действия. Устройство.

Гидравлическими машинами называются машины, которые сообщают протекающей через них жидкости механическую энергию (насос), либо получают от жидкости часть энергии и передают её рабочему органу для полезного использования (гидравлический двигатель).

Видов, типов и конструкций гидромашин существует большое количество, но все они могут быть разделены по принципу действия на два вида: объёмные и динамические.

О бъёмные гидромашины (к которым относятся поршневые, шестерённые, радиально- и аксиально-поршневые и т.д.) работают за счёт изменения объёма рабочих камер, периодически соединяющихся с входным и выходным патрубками. Простейшей объёмной гидромашинной является поршневой насос. При движении поршня 1 вправо объем поршневой полости увеличивается при этом создается разрежение и жидкость всасывается в цилиндр 2 через клапан 3. При обратном ходе поршня объем поршневой полости уменьшается, давление в ней увеличивается и происходит вытеснение жидкости через нагнетательный клапан 4.

Рабочим органом, непосредственно совершающим работу вытеснения, является в объемном насосе вытеснитель — поршень (плунжер), пластины, зубчатое колесо, диафрагма и т. д.

Под рабочей камерой насоса (гидродвигателя) понимается ограниченное изолированное пространство, образованное деталями насоса с периодически увеличивающимся и уменьшающимся при работе насоса объемом и попеременно сообщающееся соответственно с нагнетательным и всасывающими каналами.

В динамических насосах жидкость движется под силовым воздействием в камере, постоянно соединенной с входным и выходным патрубками. К динамическим относится большая группа лопастных насосов, вихревые струйные и другие типы насосов.

Лопастной машиной называется устройство, предназначенное для преобразования энергии потока жидкости или газа в энергию вращательного движения или наоборот. Рабочим органом лопастной машины является вращающийся ротор, состоящий из рабочего колеса и вала. Рабочим колесом называется система лопастей.

К гидравлическим лопастным машинам относятся лопастные насосы, гидротурбины, гидравлические динамические муфты и трансформаторы крутящего момента.

Ц ентробежный насос состоит из рабочего колеса 1 с криволинейными лопастями, посаженного на вал 2, и камеры 3, в которой располагается рабочее колесо. По входному патрубку 4 жидкость подается к центральной части рабочего колеса и выбрасывается из него в спиральную отвод 3, переходящий в короткий диффузор – напорный патрубок 5. Рабочее колесо центробежного насоса состоит из ведущего а и ведомого (обода) б дисков, между которыми находятся лопатки в, изогнутые, как правило, в сторону, противоположную направлению вращения колеса. Ведущим диском рабочее колесо крепится на валу. В центробежном насосе на жидкость, заполняющую каналы между лопастями колеса и вращающуюся вместе с ним, действует центробежная сила и отбрасывает её от центра колеса на периферию, создавая повышенное давление на периферии и разрежение в центре. Поэтому постоянно происходит всасывание жидкости в подводящее отверстие.

Вопрос №2 Роторные объемные насосы, классификация, общие свойства, обратимость гидромашин.

По характеру движения рабочих камер различают объемные насосы с неподвижными рабочими камерами и роторные насосы. К насосам первого типа относятся поршневые, плунжерные и диафрагменные. В этих насосах вытеснение жидкости происходит из неподвижных рабочих камер вытеснителями, совершающими возвратно-поступательные движения (общее свойство).

В гидроприводах применяют преимущественно роторные насосы, под которыми понимают объемные насосы с вращательным или вращательным и возвратно-поступательным движением рабочих органов независимо от характера движения ведущего звена насоса. При работе таких насосов происходит перенос вытесняемого объема жидкости из всасывающей полости в нагнетательную. Вытеснители этих насосов совершают вместе с ротором вращательное движение, которое может сочетаться с поступательным движением в камерах. По характеру движения вытеснителей различают роторно-поступательные насосы (роторно-поршневые, шиберные) и роторно-вращательные (шестеренные, винтовые). Шестеренные насосы (рис. а) состоят из двух или более шестерен 4 и 5, размещенных в корпусе 6 с каналами А и Б. При данном направлении вращения, жидкость заполняет впадины между зубьями и переносится из полости всасывания в полость нагнетания.

Конструктивные схемы объемных машин: а – шестеренный насос; б – винтовой; в, г – аксиально-поршневые насосы; д – радиально-поршневой насос.

Винтовые насосы (рис. б) эффективны при высоких частотах вращения. Они имеют малую массу, высокие рабочие параметры (давление и частоту вращения), равномерность подачи, они компактны и бесшумны при работе. Недостаток – сложность изготовления винтов. Данный насос имеет три винта: ведущий 7 и два ведомых 8 с противоположной нарезкой винтов. Винты в зацеплении образуют рабочие камеры, которые при вращении перемещаются вместе с жидкостью вдоль оси напорной гидролинии.

В гидроприводах высоких давлений наиболее часто применяются роторно-поршневые насосы с осевым (аксиальные – рис. в и г) и радиальным (рис. д) расположением поршней в блоке цилиндров.

По виду передачи движения аксиально-поршневые насосы бывают: с наклонным блоком 1 (рис. в) и с наклонным диском (рис. г). В первых насосах поршни 3 через шатуны 9 со сферическими головками соединены с фланцем вала 10. При вращении вала поршни совершают возвратно-поступательные движения. Во вторых насосах плунжеры 11 прижаты к шайбе 12. При вращении вала 10 и ротора плунжеры совершают возвратно-поступательное движение. Окна неподвижной плиты 13 обеспечивают поочередное соединение цилиндров с полостями всасывания и нагнетания 2. Регулированием угла γ изменяется подача насоса.

В радиально-поршневом насосе (рис. д) ротор 14 расположен эксцентрично относительно статора 15. При вращении ротора вокруг неподвижной оси 16 поршни совершают возвратно-поступательное движение. Всасывание рабочей жидкости производится из полости А, нагнетание – в полость Б. Регулированием эксцентриситета изменяется подача насоса.

Роторные насосы имеют следующие свойства: обратимость (могут работать как насосы и моторы); быстроходность (частота вращения вала до 3000…5000 об/мин); равномерность подачи; работа только на чистых неагрессивных жидкостях, обладающих смазывающими свойствами. Не работают на воде.

Вопрос №3 Объемный гидропривод и гидропередача. Классификация. Основные компоненты. Схемы и принцип действия. Расчет гидропередачи.

Объемный гидропривод это гидравлическая система, включающая объемные насос и гидродвигатель и устройства управления и контроля. Эта система служит для передачи энергии на расстояние с помощью жидкости, и преобразования ее в механическую работу на выходе системы с одновременным выполнением функций регулирования и реверсирования скорости выходного звена гидродвигателя, а также преобразования одного вида движения в другой.

Объемная гидропередача – это часть объемного гидропривода, состоящая из объемного насоса, объемного гидродвигателя и соединяющих их гидролиний (трубопроводов).

Гидролиния – устройство, предназначенное для прохождения рабочей среды в процессе работы объемного гидропривода. Различают: всасывающую, напорную и сливную линии.

Под аппаратами управления понимают устройства, предназначенные для управления параметрами гидросистемы.

Гидросистемы могут быть с разомкнутой (жидкость всасывается и сливается в бак) и замкнутой циркуляцией рабочей жидкости.

Гидроприводы делятся на нерегулируемые и регулируемые (изменяется скорость и нагрузка на выходном звене); регулируемые могут быть с дроссельным и объемным регулированием (устанавливается дроссель или регулируемые объемные гидромашины).

П о типу применяемого гидродвигателя объемные гидроприводы делятся на приводы вращательного, возвратно-поступательного и поворотного движения. Например: схемы гидроприводов возвратно-поступательного и вращательного движения.

Механическая энергия состоит из трех частей: энергии положения, потенциальной энергии давления и кинетической энергии. В объемных гидромашинах используется удельная потенциальная энергия давления (передаваемая жидкости насосом), которая с помощью объемных гидравлических двигателей преобразовывается в механическую работу; остальными видами механической энергии обычно пренебрегают.

Принцип действия объемных гидроприводов основан на высоком объемном модуле упругости (не сжимаемости) жидкости и на законе Паскаля: всякое изменение давления в какой-либо точке покоящейся капельной жидкости, не нарушающее ее равновесия, передается в другие точки без изменения.

Перепад давления на гидродвигателях определяется по формулам

– для гидроцилиндра: , МПа, – для гидромотора: , МПа.

Упрощенно это давление принимается равным давлению насоса, а расход гидродвигателя равен подаче насоса . Расход гидромотора определяется по формуле , а гидроцилиндра . Скорость гидродвигателя прямо пропорциональна количеству поступающей в него жидкости в единицу времени.

Сила давления жидкости приводит в движение «выходное звено» гидропривода, преодолевая нагрузку и совершая полезную работу.

Общий (полный) КПД гидропривода определяется как отношение полезной мощности N_п (гидродвигателя) к затраченной мощности N (мощность, потребляемая насосом): , %.

Вопрос №4 Рабочий объем и расчетная подача, характерный объем, параметр регулирования для различных типов объемных гидромашин.

При вращении вала насоса объем его рабочих камер изменяется, причем при рабочем цикле объем уменьшается и его жидкость вытесняется в нагнетательную полость; для гидромотора объем камер при рабочем ходе увеличивается и жидкость заполняет рабочие камеры.

Указанное изменение объемов камер насоса за один оборот является рабочим объемом q, а за единицу времени – средней расчетной подачей, которую также называют идеальной подачей Q_т. Т.е. средняя расчетная подача насоса – это суммарное изменение объема рабочих камер насоса в единицу времени. Минутную теоретическую подачу насоса Q_т.н и гидромотора Q_т.м рассчитывают по формуле: , м³/с

Под одним рабочим циклом понимают разовое изменение объема рабочих камер от максимального значения до минимального. Исходя из этого, различают насосы однократного, двукратного и многократного действия, понимая под этим роторный насос, у которого жидкая среда вытесняется из замкнутой камеры соответственно один, два и несколько раз за один оборот ротора.

Для расчета динамических характеристик подачу насоса определяют: , м³/с;

где – угловая скорость вращения вала, с^-1; w – характерный (удельный) объем, м³.

Характерный объем – это среднее значение геометрической подачи q несжимаемой жидкости при отсутствии утечек, приходящееся на один радиан поворота ротора машины . Характерный (удельный) объем w является основным параметром критерия механического подобия насосов различных конструкций.

Под регулируемыми насосами понимаются насосы, обеспечивающие в заданных пределах изменение подачи. Для регулируемых гидромашин подача при повороте ротора на один радиан и соответственно средняя расчетная подача Q_т является переменной величиной и может быть оценена долей от наибольшей возможной величины коэффициента регулирования (безразмерного параметра регулирования): ,

где и – значение характерного рабочего объема при текущем (регулируемом) объеме и его максимальное значение при ; и – текущее и максимальное значения регулируемого параметра; для радиальных машин этим параметром является эксцентриситет, а для аксиальных – угол у наклона диска.

Безразмерная величина может изменяться в регулируемых машинах от +1 до -1 при помощи установки регулирующего органа гидромашины. Для нерегулируемых насосов .

Средняя теоретическая подача регулируемого насоса, выраженная через характерный объем w и безразмерный параметр регулирования , примет вид .

Вопрос №5 Объемные потери в гидромашинах, объемные характеристики насосов, объемный КПД.

Фактическая (эффективная) подача Q_эф насоса – это подача жидкости при определенных значениях перепада давления Δр, частоте вращения n. Величина фактической подачи Q_эф будет меньше расчетной Q_т на величину объемных потерь ΔQ₁ = Q_т – Q_эф, которые возникают:

― в результате утечек жидкости под действием перепада давления из рабочей полости в нерабочую ΔQ₁;

― потерь на всасывании ΔQ₂, обусловленных неполным заполнением рабочих камер жидкостью при проходе через зону всасывания вследствие гидравлического сопротивления входных каналов, кавитационных процессов и выделения воздуха, действия, на жидкость центробежных сил. Потери ΔQ₂ могут составить в некоторых случаях 75% всех объемных потерь в насосе. Основными причинами неполного заполнения жидкостью рабочих камер являются малое давление на входе в насос, большое сопротивление всасывающих каналов, подводящих жидкость к распределительным окнам блока, сопротивление в распределительных окнах и в самих цилиндрах. Сопротивление всасывающей линии при малом давлении на входе в насос приводит к возникновению кавитации.

При увеличении частоты вращения пропорционально увеличивается количество жидкости, проходящей через подводящие каналы, узел распределения и потери напора. При дальнейшем повышении частоты вращения > n₂ линейность фактической подачи насоса Q_эф нарушается (рис. 7., а), а при некоторой большей частоте вращения она будет даже снижаться с увеличением n (насос будет работать в кавитационном режиме).

Рис. 7. – Объемные характеристики гидромашины

Непосредственные утечки жидкости через зазоры гидравлических машин изменяются при всех прочих равных условиях прямо пропорционально перепаду давления: , где r – коэффициент утечек.

На рис. 7., б приведены графики принципиальной зависимости подачи Q насоса от величины перепада давления Δp при отсутствии ΔQ₂ (при полном заполнении рабочих камер в зоне всасывания) и при неизменных зазорах. Зазоры при изменении частоты вращения насоса практически не изменяются, величина утечек жидкости ΔQ₁ через зазоры практически не зависит от частоты вращения до определенного его значения ≈ n₂. В соответствии с этим фактическая подача Q_эф изменяется при этих условиях прямо пропорционально частоте вращения. Кривая подачи Q_эф будет при этом параллельна кривой Q_т, смещенной относительно нее на величину ΔQ₁. При частоте вращения, меньше n₁ насос не будет развивать требуемого перепада давления, т. е. расчетная подача равна утечкам (рис. 7., а): .

Объемные потери в насосе характеризуются объемным КПД, который показывает, насколько фактическая подача Q_эф насоса отличается от средней теоретической Q_т: .

Н

Рис. 8 Кривые КПД насоса

а рис. 8. приведены типовые кривые принципиальной зависимости объемного КПД насоса без учета условных утечек от перепада давления (допускаем, что зазоры с изменением давления не меняются) при постоянной скорости (рис. 8., а) и при изменяемой скорости (частоты вращения n) при постоянном давлении (рис. 8., б). Штриховая линия на рис. 8., а соответствует идеальному насосу с нулевыми утечками ( ).

Изменение объемного КПД насоса практически находится в прямой зависимости от перепада давления (рис. 8., а). Т.к. теоретическая подача насоса Q_т (рис. 7., а) при отсутствии объемных потерь на всасывании прямо пропорциональна частоте его вращения n, а абсолютная величина утечек жидкости ΔQ₁ (рис. 7., б) при этом зависит лишь от перепада давления жидкости и практически не зависит от n, объемный КПД насоса с увеличением n в пределах данного режима работы, повышается (рис. 8., б).

Однако подобное повышение подачи насоса при увеличении n будет происходить лишь до определенных значений n, при которых утечки ΔQ₂ отсутствуют. При некоторой высокой частоте вращения n₂ начнет сказываться влияние потерь на всасывании и т.к. с увеличением частоты вращения эти утечки возрастают, то линейность зависимости подачи Q_эф от n будет нарушена (рис. 7., а), что вызовет стабилизацию и при некотором увеличении n – снижение объемного КПД (рис. 8., б).

Вопрос №6 Механические потери в гидромашинах, механические характеристики насосов, механический КПД насоса.

Преобразование энергии в гидромашине обеспечивается движением вытеснителей, которое сопровождается потерями энергии на трение механических частей. Механические потери в насосе ΔN_н и моторе ΔN_м определяются как разность между теоретической мощностью и фактической мощностью на валу машины: и ,

где N_пр – приводная мощность от электродвигателя; N_т - мощность, соответствующая фактическому подводимому расходу Q при данном давлении; N_эф - мощность, соответствующая фактическому крутящему моменту на валу гидромотора при данной частоте вращения.

С ледовательно, механические потери увеличивают мощность и крутящий момент на валу насоса и уменьшают их на валу гидромотора (рис. 4). Фактический крутящий момент на валу насоса М_пр или гидромотора М_эф равен сумме крутящих моментов:

– для насоса ;

– для гидромотора ,

г

Рис. 4. Зависимость крутящего

момента от перепада давления

де ΔМ_н и ΔМ_м – потери момента соответственно в насосе и в моторе; и – теоретический крутящий момент насоса и мотора, – это момент, развиваемый перепадом Δр давления жидкости в камерах насоса или мотора без учета потерь на механическое трение и потерь сопротивления жидкости: и ;

где q_н и q_м – рабочие объемы насоса и гидромотора.

Отрезок Δр₀ характеризует потери на страгивание ненагруженного гидромотора.

Механические потери характеризуются механическим КПД машины равным отношению теоретической мощности к мощности, подведенной к машине извне. Механический КПД насоса равен

или , где М_т и М_пр – теоретический крутящий момент на валу насоса и приводной момент, приложенный к его валу.

Крутящий теоретический момент М_т определяется по формуле .

Следовательно механический КПД насоса определится по формуле .

К

Рис. 5.

ак видно из зависимости механического КПД насоса от выходного давления p (рис. 5), при повышении давления до некоторого значения р₁ механический КПД увеличивается практически пропорционально повышению давления. Это обусловлено тем, что увеличение механических потерь мощности ΔN_н, наблюдающееся с повышением давления жидкости (рис. 4), пропорционально увеличению теоретической мощности N_т. При давлениях от р₁ до р₂ механический КПД практически стабилизируется, а при дальнейшем повышении давления снижается. Т.к. интенсивно увеличиваются механические потери ΔN_н, и приводная мощность N_пр с увеличением давления повышается более интенсивно, чем теоретическая мощность N_т.

Вопрос №7 Роторные радиально-поршневые гидромашины. Основные термины и определения. Кинематическая и принципиальная схема радиально-поршневого многопоршневого насоса. Устройство и принцип действия.

Различают поршневой и плунжерный насосы, которые являются возвратно-поступательными; в первом из них рабочие органы выполнены в виде поршней, во втором – в виде плунжеров. Насосы, у которых число поршней более трех, называются многопоршневыми.

Роторная радиально-поршневая гидромашина это гидромашина (насос или гидромотор), у которой оси поршней или плунжеров перпендикулярны оси вращения ротора или составляют с ней углы более 45°.

В роторных радиально-поршневых насосах жидкость вытесняется из рабочих камер (цилиндров) в процессе вращательного и возвратно-поступательного движения вытеснителей. Кинематической основой этого насоса является модернизированный кривошипно-шатунный механизм, в котором неподвижным звеном является кривошип 1 (рис. а), цилиндр 3 вращается с постоянной угловой скоростью вокруг оси O₂, а шатун 2 вращается с переменной скоростью вокруг оси O₁. Расстояние е между этими осями называется эксцентриситетом. Т.к. поршень 4 этого кривошипно-шатунного механизма связан с шатуном 2, вращающимся вокруг оси O₁, он будет при вращении цилиндра 3 совершать в нем возвратно-поступательные перемещения с ходом , при которых камеры цилиндров будут последовательно (через каждые 180° поворота) увеличиваться и уменьшаться, и будет происходить всасывание и нагнетание жидкости.