книги из ГПНТБ / Башта, Т. М. Объемные насосы и гидравлические двигатели гидросистем учебник

Для насоса

Этот коэффициент показывает, насколько мощность,- соответ­ ствующая фактической подаче <Зэф насоса [см. выражение (19)], меньше приводной мощности Nnp.

Кривые принципиальной зависимости г)пол н насоса от давле­ ния р и скорости п показаны на рис. 19, а и б.

Для гидромотора полный к. п. д.

ветствующей подводимому к гидромотору расходу жидкости Qnoa под рабочим давлением.

Для гидропередачи, состоящей из насоса и мотора, полный к. п. д. составит (без учета потерь напора в каналах, соединяю­ щих насос и мотор)

Всоответствии с этим полезная мощность с учетом объемных

имеханических потерь составит:

насоса

гидромотора

^ э ф ^ э ф ® м Фпод^РмЛпол. м>

где (он и о)м — угловые скорости соответственно насоса и гидро­ мотора.

Для регулируемых насосов в выражение (39) подставляется

текущее значение wH= едонта„, где е = —------параметр регу- £тах

лирования, изменяющийся от — 1 до +1.

На рис. 25 приведена зависимость от давления характеристики аксиально-поршневого насоса, показанного на рис. 65. Полный к. п. д. зависит от вязкости жидкости, причем при оценке влияния этого параметра на к. п. д. следует учитывать, что повышение до известных пределов вязкости жидкости сказывается, благо­ даря уменьшению утечек, на объемном к. п. д. (см. стр. 84)

100

высоким к. п. д. обладают поршневые насосы, средним по вели­ чине — пластинчатые (шиберные) насосы и минимальным из ука­ занных значений — шестеренные и винтовые насосы.

Теряемая в гидромашине энергия переходит в тепло, которое вызывает нагрев рабочей жидкости, проходящей через внутренние полости машины, и нагрев омываемых деталей, причем некоторые детали изменяемых полостей машины нагреваются до температуры, вызывающей поверхностное кипение жидкости на их стенках. Для избежания такого явления в этих схемах часто применяют охладители (теплообменники).

Из всей суммы потерь энергии в гидромашинах наибольшая часть приходится на механические потери (до 90% общих потерь). Ввиду этого на уменьшение этих потерь должно быть обращено особое внимание.

Сложность процессов, составляющих рабочий цикл машины, а также большое количество параметров, обусловливают извест­ ную приближенность расчетов. Следует также учесть, что даже экспериментальные данные соответствуют некоторым средним значениям конкретного экземпляра машины, тогда как реальные машины одинаковой конструкции и даже размеров неизбежно отличаются в большей или меньшей степени по характеристикам друг от друга. Эта неидентичносДь объемных характеристик со­ ставляет у поршневых машин 2—4%, у шестеренных — 5—6% и у винтовых-— до 10%.

Ввиду этого усложнение методов расчетов для их кажущихся уточнений в большинстве случаев практически неоправдано.

Нерасчетные режимы. Расчет машины производится так, чтобы она в условиях эксплуатации работала на оптимальных режимах, близких к режиму максимального полного к. п. д. Однако при этом должна учитываться возможность работы машины на нерасчет­ ных режимах, при которых полный к. п. д. может быть сравни­ тельно низким. Подобные машины необходимы по характеру ра­ боты гидросистемы. К таким нерасчетным режимам относятся ре­ жимы, при которых частота вращения вала машины значительно ниже оптимальной, однако обеспечивающая устойчивую работу машины, хотя и при низком к. п. д. Подобные условия имеют место например, в работе насосов самолетной гидросистемы при пони­ женной частоте вращения, имеющей место при рулении самолета и пр. К нерасчетному режиму относится также случай работы насосов с автоматически регулируемой подачей в функции давле­ ния при холостом ходе, когда подача насоса ограничивается вели­ чиной, необходимой лишь для компенсации утечек и охлаждения насоса (см. стр. 400).

§ 28. Переходные процессы в гидроприводе

Помимо рассмотренных стационарных процессов в гидропри­ воде могут иметь место нестационарные процессы, возникающие при переходе от одного состояния к другому, например, от оста-

102

новки к движению и наоборот, от одной частоты вращения к дру­ гой, от одного направления вращения к противоположному, а также при изменении прочих механических и гидравлических параметров (статического момента нагрузки, момента инерции гидромотора и нагрузки рабочего давления и пр.).

где юм — угловая скорость мотора) будет дополнительно преодо­ левать динамический момент, поэтому уравнение на­ грузки имеет вид

гидромотора.

Произведение мгновенных значений результирующего мо­ мента Мт на соответствующее мгновенное значение угловой ско­ рости ® определяет мгновенное значение мощности [см. выра­ жение (30) ]

NT = Мтсо.

С учетом механических потерь момент сопротивления будет

мсг

——, в соответствии с этим момент:

Омех

для периода разгона гидромотора

§ 29. Дифференциальное уравнение движения гидропривода

Гидравлический привод представляет собой сложную дина­ мическую систему, в которой проявляются как линейные, так и нелинейные факторы, ввиду чего дифференциальное уравнение движения гидравлического привода является в общем виде нели­ нейным и для упрощения динамических исследований прибегают к линеаризации этих уравнений.

Изучение динамики гидравлического привода вынесено в спе­ циальный курс «Теория автоматического регулирования и дина­ мика гидроприводов», ввиду чего в настоящем курсе даются лишь некоторые элементы динамики, способствующие изучению настоя­ щей дисциплины.

103

Рассмотрим элементарную линейную динамическую модель гидропередачи, состоящую из нерегулируемого гидродвигателя и приложенной к нему нагрузки, причем пренебрегаем влиянием нестабильности подачи жидкости, а также сухим трением и упру­ гостью жидкости.

Уравнение движения гидравлического привода при таких допущениях можно представить в виде основного уравнения дина­ мики, описываемого вторым законом Ньютона.

104

С учетом последних выражений уравнение движения в прира­

щениях т ~ = AFa — AFconp примет вид

т ~ = Акрл — Ь tw.

При использовании в качестве гидродвигателя гидромотора уравнение динамики гидропривода запишется (без учета пози­ ционной нагрузки)

/тР — коэффициент вязкого трения, приведенный

коси вала гидромотора.

Приведенные уравнения справедливы лишь для динамической системы с одной степенью свободы (выход гидродвигателя жестко соединен с нагрузкой).

105

ГЛАВА V

РАДИАЛЬНО-ПОРШ НЕВЫ Е ГИДРОМАШИНЫ

(НАСОСЫ И ГИДРОМОТОРЫ)

§ 30. Общие сведения и типовые конструкции

Различают поршневой и плунжерный насосы, которые являются возвратно-поступательными; в первом из них рабочие органы выполнены в виде поршней, во втором — в виде плунжеров. Впредь все насосы этих типов будем называть поршневыми, а их рабочие органы — поршнями. Насосы, у которых число поршней более трех, называются многопоршневыми.

В современных гидросистемах, в частности в гидросистемах высоких давлений (выше 10—15 МПа или соответственно 100— 150 кгс/смг) применяют преимущественно роторно-поршневые насосы и гидромоторы (гидромашины).

Р о т о р н о - п о р ш н е в о й г и д р о м о т о р и л и на * с о е представляет собой гидромашину с подвижными элементами в виде ротора, совершающего вращательное движение, и поршней или плунжеров, вращающихся вместе с ротором и имеющих воз­ вратно-поступательное движение в цилиндрах машины. В общем случае роторная машина (насос, гидромотор) определяется как объемная машина с вращательным или вращательным и возвратно­ поступательным движением рабочих органов независимо от ха­ рактера движения ведущего звена.

Возвратно-поступательный насос с вращательным движением ведущего звена называют также вальным насосом, причем вальный насос с кривошипно-шатунным механизмом передачи движе­ ния к рабочим органам называют кривошипным насосом, а насос с кулачковым механизмом передачи движения к рабочим орга­ нам — кулачковым насосом.

Кулачковый насос, у которого ось вращения ведущего звена параллельна оси рабочих органов или составляет с ним угол менее или равный 45°, называют аксиально-кулачковым, а насос, у которого ось вращения ведущего звена перпендикулярна оси рабочих органов или составляет с ними угол более 45° — радиаль­ но-кулачковым.

Следовательно, по расположению цилиндров эти машины де­ лятся на роторные радиально-поршневые с радиальным относи­ тельно оси вращения ротора расположением цилиндров и ротор-

107

ные аксиально-поршневые с аксиальным относительно оси вра­ щения цилиндрового блока расположением цилиндров. В первых машинах движение поршней происходит в одной плоскости, во вторых — в пространстве.

Роторно-поршневые насосы являются в большинстве случаев насосами с реверсивным потоком (реверсивными насосами), т. е. потоком, направление которого можно изменять на противопо­ ложное при том же направлении вращения насоса.

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

Рис. 27. Кинематические схемы роторно-поршневых насосов

В роторных радиально-поршневых насосах жидкость вытес­ няется из рабочих камер (цилиндров) в процессе вращательно­ поступательного движения вытеснителей (поршней, плунжеров). Кинематической основой этого насоса является рассмотренный выше кривошипно-шатунный механизм (см. рис. 11,6), преобра­ зованный так, что неподвижным звеном является кривошип 1 (рис. 27, а), цилиндр же 3 вращается (приводится) с постоянной угловой скоростью вокруг оси О2, а шатун 2 вращается с перемен­ ной скоростью вокруг оси 0 V Расстояние е между этими осями (соответствует размеру г кривошипа 1 исходной схемы) называется эксцентриситетом.

Поскольку поршень (ползун) 4 этого кривошипно-шатунного механизма связан как и в прежней схеме (см. рис. 11, б) с шату­ ном 2, вращающимся вокруг той же оси 0 Ъ он будет при вращении цилиндра 3 совершать в нем возвратно-поступательные переме­ щения с ходом h = 2е, при которых камеры (полости) цилиндров будут последовательно (через каждые 180° поворота) увеличи­ ваться и уменьшаться. Следовательно, и в этой схеме, движение поршня в сторону увеличения камеры может быть использовано

108

для засасывания жидкости в цилиндр, а в сторону уменьшения камеры — для вытеснения ее из цилиндра.

Взяв не один, а несколько звездообразно расположенных ци­ линдров 3, оси которых пересекаются в общем центре вращения 0 2, а шатуны 2 поршней 4 шарнирно связаны с осью 0 Ъ получим кине­ матическую схему многопоршневого насоса с радиальным распо­ ложением цилиндров (рис. 27, б). Поскольку цилиндры 3 в этой схеме вращаются вокруг неподвижной оси 0 2, представляется возможным использовать ее в качестве распределительной цапфы (золотника), в которой для этого выполняются каналы всасыва­ ния а и нагнетания Ь (рис. 28). Цилиндры 3 последней схемы поса­ жены своим основанием на распределительную цапфу и отвер-

Рис. 28. Принципиальная схема роторно-поршневого насоса радиального типа

стиями в своих донышках соединяются с осевыми сверлениями а и Ь, через которые отводится и подводится к цилиндрам жидкость. Кинематика механизма сохранится, если ведение поршней здесь осуществлено с помощью кольца 2, радиус которого равен ра­ диусу R шатуна прежней схемы (см. также штрих-пунктирную окружность на рис. 27, б). Для этого поршни связываются тем или иным способом (с помощью пружин, давления жидкости подкачивающих насосов и пр.) со статорным кольцом 2, ось кото­ рого смещена относительно оси вращения цилиндрового блока 1.

Из приведенного следует, что радиально-поршневой насос, схема которого представлена на рис. 28, построен на базе ранее рассмотренного кривошипного механизма (см. рис. И и 27, а), в соответствии с чем выведенные выше кинематические зависи­ мости [см. выражение (4) на стр. 57 ] будут справедливы и для насоса данной схемы.

Конструктивная схема радиального насоса этого типа изо­ бражена на рис. 29. Насос имеет свободно посаженный на цапфу 1 (диаметр D) цилиндровый блок 3 (рис. 29, а) с звездообразным расположением нескольких (5—9) цилиндров (диаметр d), сме­ щенных один относительно другого на угол 360/z, где г — число

109