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

гателя (турбины). Энергия от насоса к турбине передается гидро­ динамическим взаимодействием потока жидкости и рабочих колес машин. Следовательно, в этих передачах в основном используется кинетическая энергия жидкости (скоростной напор), тогда как в объемных гидропередачах в основном используется энергия давления.

Гидропередачей также часто называют устройства, предназна­ ченные для передачи механической энергии посредством жидкости независимо от типа передач (объемного или гидродинамического), причем понятия «насос» и «гидродвигатель» объединяют в общем названии «гидромашина», понимая под этим преобразователь энергии — механической в гидравлическую и гидравлической в механическую.

Гидродинамическим приводам посвящен специальный курс, ввиду чего в настоящем учебнике он не затрагивается.

Сравнение мощностных характеристик гидравлических и элек­ трических приводов показывает аналогию между давлением жидко­ сти и напряжением тока, а также между расходом жидкости и силой тока, что позволяет представить эти различные по своей природе приводы одними и теми же по структуре дифференциаль­ ными уравнениями движения.

§ 2. Преимущества гидропривода

Основными преимуществами объемного гидравлического при­ вода являются его высокие динамические качества, простота осу­ ществления бесступенчатого регулирования выходной скорости, а также весовые характеристики (отношение веса машины к ее мощности) и строительный объем, приходящийся на единицу пере­ даваемой мощности (энергоемкость).

Динамические качества гидромотора оцениваются способ­ ностью сообщать инерционной (массовой) нагрузке большое уско­ рение и определяются отношением момента, развиваемого гидро­ мотором, к моменту инерции вращающихся его частей. По вели­ чине этого отношения аксиально-поршневые гидромоторы (см. стр. 179) более чем на порядок превосходят электродвигатели той же мощности, что во многих случаях является решающим фактором для характеристики гидросистемы и в частности — для следящих гидросистем.

Преимущества гидродвигателей по этому показателю перед электродвигателями обусловлены тем, что удельная сила их прак­ тически неограничена, а при давлении жидкости примерно 30 МПа (300 кгс/см2) она в 20—25 раз больше, чем у электродвигателя.

Благодаря возможности получения в заданном ограниченном пространстве больших крутящих моментов и усилий обеспечи­

10

командных сигналов, что особенно важно для быстродействующих следящих механизмов.

Под приемистостью гидродвигателя в общем случае понимают его способность развивать скорость при инерционной нагрузке в течение малого времени. Практически реверс гидродвигателя без маховых масс происходит мгновенно и запаздывание (если оно есть) обусловлено лишь сжимаемостью рабочей жидкости и составляет обычно всего несколько миллисекунд. Так, время разгона гидромотора средней мощности 5—75 кВт) не превышает 0,1 с, для некоторых же моторов оно не превышает 0,03—0,04 с.

Для качественной оценки гидродвигателей по этому параметру можно указать, например, что момент инерции ротора пластин­

Высокой приемистостью отличаются также и насосы. Напри­ мер, в лучших образцах насосов время достижения регулируемым насосом максимальной подачи от нулевого ее значения не превы­ шает 0,04 с, а время снижения подачи от номинального значения до нулевого — не более 0,02 с. В тяжелом машиностроении при­ меняют регулируемые насосы мощностью 2000 кВт, производя­ щие до 60 реверсов в минуту.

В силу сказанного, гидравлический привод более чем иной тип приводов пригоден для работы в условиях больших ускоре­ ний.

При оценке гидромашины большое значение имеют также ве­ совые характеристики, которыми являются:

удельный вес (или коэффициент удельного веса) гидрома­ шины, под которым понимают вес, приходящийся на единицу полезной мощности (обычно выражается в Н/кВт или кгс/кВт)

вес на единицу развиваемого момента [в Н/(Н-м) или кгс/(кгс-м) 1

г— 9- ~ М ’

>200 кгс/см2) общего применения удельный вес обычно составляет 6 Н/кВт (0,6 кгс/кВт); для авиационных насосов и гидромоторов,

в горных машинах, ракетах и пр., для которых объемный фактор имеет чрезвычайно большое значение, гидромашины оцениваются также по удельной мощности (мощности, отнесенной к единице

11

объема), или, как называют этот показатель, энергоемкости. Наиболее высокую энергоемкость имеют высокооборотные акси­ ально-поршневые гидромашины, пригодные для работы при да­ влениях 70 МПа (700 кгс/см2) и выше. Их энергоемкость достигает 6,7 кВт/дм3 и выше.

Преимуществом гидравлических приводов является также возможность бесступенчатого регулирования в широком диапазоне выходной скорости, а также простота управления, плавность, рав­ номерность и устойчивость движения под изменяющейся нагруз­ кой и высокая надежность гидроэлементов. Срок службы при работе под нагрузкой насосов и моторов достигает 20 000 ч и более. Гидропривод может работать в любых климатических условиях. Высококачественные моторы и насосы имеют на номинальном режиме работы высокий к. п. д.: объемный цоб = 0,98-ь0,99, механический т}мех = 0,96-ь0,98 и полный т]пол = 0,95-ь0,96.

Диапазон регулирования гидропривода вращательного дей­ ствия или передаточное число, под которым понимается отноше­ ние минимальной частоты вращения вала гидромотора к макси­ мальной, составляет во многих случаях 1 : 1000. Нижний предел частоты вращения большинства двигателей составляет 8—16 об/мин у двигателей с малым крутящим моментом (3—20 Н-м) и 2— 3 об/мин у двигателей с большим крутящим моментом (более

100 Н-м).

При применении гидроприводов конструктивно просто ре­ шается задача защиты машины от перегрузок. Благодаря тому, что передача энергии производится по трубопроводам, гидроси­ стемы обладают хорошими коммутационными качествами.

Высокие модуль упругости рабочей жидкости и герметичность гидроагрегатов обеспечивают гидросистеме механическую жест­ кость по отношению к нагрузке (минимальную податливость вы­ хода под нагрузкой), а также допускают неограниченную по вре­ мени работу при минимальных скоростях, сохраняя при этом постоянство заданных характеристик зависимости скорости от нагрузки. Кроме того, гидросистема обеспечивает высокую пози­ ционную точность реверсирования. Так, у силового органа металло­ режущего станка точность реверсирования при применении гидро­ привода может быть доведена до 0,01 мм.

§ 3. Принцип действия объемного гидропривода

Из известных по курсу гидравлики трех видов механической

где и, т и р — скорость, масса и плотность жидкости [9]) в рас­ сматриваемых гидромашинах используется удельная энергия давления piр, которая с помощью объемных гидравлических двигателей преобразовывается в механическую работу.

12

Удельной энергией положения (г) в объемных гидропередачах обычно пренебрегают, поскольку разности^ высот отдельных элементов гидросистемы несоизмеримо малы в сравнении с дей­ ствующими в ней статическими давлениями жидкости. Прене­

в виде скоростного напора жидкости используется часто в команд­ ных устройствах гидроприводов.

Рис. 1. Схемы, иллюстрирующие закон Паскаля

Гидропередачи, в которых энергия передается главным образом за счет кинетической энергии жидкости, называются гидро­ динамическими и рассматриваются в специальном курсе «Гидро­ динамические передачи».

Принцип действия объемных гидроприводов основан на высо­ ком объемном модуле упругости (ничтожной сжимаемости) жидко­ сти и на законе Паскаля, гласящем, что всякое изменение давле­ ния в какой-либо точке покоящейся капельной жидкости, не нарушающее ее равновесия, передается в другие точки без изме­ нения. Это можно наглядно иллюстрировать схемой, показанной на рис. 1, а. Она состоит из двух силовых цилиндров 1 и 3 с порш­ нями разной площади, нагруженных грузами, и ручного насоса 2, выходной канал которого связан с цилиндрами. Если площадь поршня цилиндра 1 равна 5 см2 и поршня цилиндра 3 — 12 см2, то веса удерживаемых ими грузов при давлении жидкости, разви­ ваемой насосом, в 10 МПа (100 кгс/см2), соответственно будут

G± — 5000 Н (500 кгс) и G2 = 12 000 Н (1200 кгс).

Равновесие сил, действующих в рассматриваемой схеме, можно сравнить с равновесием коромысла с нагрузкой Gx и G2, прило­

13

Соответственно для гидравлической схемы (рис. 1,в), состоя­ щей из двух цилиндров площадью F1 и F 2, поршни которых нагружены грузами Gx и G2, эти параметры связаны соотно­ шением

Отсюда следует, что при соответствующем выборе размеров площадей цилиндров представляется возможным уравновесить большой груз G2 малым грузом Gx.

Уместно отметить, что отсутствие надежных средств гермети­ зации длительное время служило препятствием к практическому использованию в технике закона Паскаля, сформулированному им еще в 1663 г. Лишь в XIX в., с появлением надежных уплотни­ тельных манжет появились гидромашины для передачи энергии через жидкость, в промышленности получили распространение гидравлические прессы, грузоподъемные гидромеханизмы и др.

Для нахождения основных кинематических и силовых зависи­ мостей гидропривода рассмотрим расчетную схему на рис. 2, а. Цилиндры 4 и 5, заполненные жидкостью, соединены трубопро­ водом. Поршень первого цилиндра нагружен силой Р г, развива­ емой внешним усилием R, приложенным к ручке 3, а поршень вто­

кой, жидкость будет вытесняться из цилиндра 4 по соединитель­ ному трубопроводу в цилиндр 5,р приводя его поршень 2 в движе-

поршень 5 (потерями напора в трубопроводе пренебрегаем).

Из рассматриваемой схемы следует, что при полной герметич­ ности и отсутствии деформации цилиндров, а также при практи­ ческой несжимаемости жидкости перемещения поршней 1 и 2

14

Пренебрегая гидравлическим сопротивлением и трением порш­ ней 1 и 2 при их движении, а также принимая во внимание, что Р х = pF х и Р 2 — pF2, можно также написать

^2 _ PF2 P~1~PF~1

Соответствующим выбором значений плеч а и b можно повы­ сить усилие Р2:

На рис. 2, б показана принципиальная схема гидропресса, соответствующая приведенной расчетной схеме, которая может служить также и схемой гидродомкрата. Для случая домкрата тело 10 — поднимаемый груз, для случая пресса — это неподвиж­ ная опора, связанная с фундаментом колоннами 8 (показаны штриховыми линиями), а тело 11 — прессуемый материал.

15

Спомощью ручного насоса 13, снабженного всасывающим 12

инапорным 14 клапанами, создается давление в цилиндре 6, которое действует на поршень 7 и вызывает усилие Р г вдоль

поршня. Это усилие при R = 200 Н (20 кгс), alb — 1/9 и d jd 1 — = 10 составляет

Соответственно заданному соотношению “1 — 10 путь пере-

мещения поршня 7 будет меньше пути перемещения поршня 9

d2

в -S- раз. Допустим, требуется определить число ходов норш- di

ня 9 (число качаний ручки) при работе рассматриваемой пере­ дачи в режиме домкрата для поднятия груза (перемещения поршня 7) на путь 100 мм при ходе поршня 9 в 50 мм. Пренебре­ гая утечками и сжимаемостью жидкости, находим искомое число ходов ручки из условия равенства объемов, описываемых порш­ нем 7 за один ход длиной h2 и поршня 9 — за п ходов длиной каждый:

nd2

h, ■■hi n.

Отсюда для перемещения поршня 7 на 100 мм потребуется двойных качаний ручки (поршня 7)

d2A2

d\hx

На рис. 2, в представлена схема простейшей модели гидро­ привода, состоящего из регулируемого реверсивного насоса 16 и последовательно соединенного с ним гидроцилиндра (гидродви­ гателя) 15. Жидкость, подаваемая насосом 16 под давлением р, поступает в гидродвигатель 15. Если пренебречь потерями давле­ ния жидкости в трубопроводе, соединяющем насос и двигатель, то на поршень последнего будет действовать давление р, равное давлению на выходе насоса, которое будет развивать движущее усилие на его штоке.

Пренебрегая трением и силами инерции движущихся частей, уравнения сил, действующих на поршень гидродвигателя при установившемся движении, имеет вид

Р

Р = pF или р = -р ,

где Р — нагрузка (сила сопротивления), действующая на пор­ шень;

F — рабочая площадь поршня гидродвигателя;

р _ П (D2 — d2)

4

16

Эта сила приводит в движение «выходное звено» гидропривода (поршень гидроцилиндра), преодолевая нагрузку и совершая полезную работу.

С учетом трения в гидродвигателе выражение для давления примет вид

где Ртр — сила трения в гидродвигателс.

Следовательно, давление жидкости определяется не только внешней нагрузкой Р, но также и трением в гидродвигателе (силы инерции не учитываем), причем на холостом ходу (Р = 0) давление определяется лишь величиной трения в гидродвигателе.

Из приведенной формулы следует, что давление жидкости за­ висит при прочих равных условиях от геометрических размеров рабочих элементов гидродвигателя. В соответствии с этим для преодоления одной и той же внешней нагрузки можно уменьшить размеры гидродвигателя путем соответственного повышения да­ вления. Ввиду того, что уменьшение размеров гидродвигателя обычно существенно важно, стремятся к повышению рабочих давлений жидкости. Величины давлений достигли в отдельных случаях 70 МПа (700 кгс/сма) и выше.

Однако повышение давления предварительно требует решения ряда технических проблем, как-то: усовершенствования конструк­ ции гидроагрегатов и технологии их изготовления, а также обеспе­ чения срока службы и их надежности. Ввиду этого выбор вели­ чины давления должен производиться с учетом всех этих, а также экономических соображений.

Важным параметром, характеризующим работу гидравличе­ ского привода", является также подача жидкости, величина кото­ рой определяет скорость «выходного звена» привода. Пренебрегая утечками и сжимаемостью жидкости, можем написать

Из последнего уравнения следует, что расчетная скорость гидродвигателя v = Од прямо пропорциональна количеству

поступающей в него в единицу времени жидкости, т. е. повышение скорости связано с повышением подачи жидкости.

Считая, что перемещение поршня 1 (рис. 2, а) на величину hx произошло за время t, находим скорость его движения

Произведение силы Р ъ действующей на поршень /, на ско­ рость v1 его движения даст выражение мощности

W = PiVt = pF 1v1.

Поскольку произведение скорости v1поршня на его площадь есть объем, описываемый им в единицу времени, или, иначе, расчетная подача QT жидкости, выражение для вычисления рас­ четной мощности можно представить в виде

Следовательно, мощность объемного гидравлического привода определяется произведением давления на подачу. Если давле­ ние р выразить в кгс/см2 и расход Q —-в см3/с, то расчетная мощ­ ность

Для распространенной размерности подачи Q л/мин эти выра­ жения примут вид:

М = Ш к В т '- л - с -

где QT— подача жидкости в см3/с; р — давление в Н/см2.

Из выражения (1) следует, что расчетная мощность гидропри­ вода растет при неизменной подаче пропорционально повышению давления жидкости. Поскольку при увеличении давления масса и габариты гидроагрегатов и их компонентов (трубопроводов и пр.) увеличиваются незначительно (так как повышение размер­ ных их параметров обусловлено лишь условиями прочности), рабочие давления с этой точки зрения целесообразно выбирать возможно высокими. В настоящее время величины давлений до­ стигли 20—30 МПа (200—300 кгс/см2), а во многих случаях 70— 100 МПа (700—1000 кгс/см2) и выше.

Мощность единичного насоса и соответственно гидродвигателя обычно не превышает в типовых гидросистемах 73,6 кВт (100 л. с.), однако в отдельных случаях она достигает 2900 кВт (4000 л. с.) и выше. По литературным сведениям за рубежом ведется разра­

18

ботка гребной установки с гидрообъемным приводом (передачей) для судна на подводных крыльях с газотурбинными двигателями мощностью 6500 кВт (9000 л. с.). Рабочее давление в гидро­ системе этой передачи принято в 70 МПа (700 кгс/см2).

Ближайшей перспективой в развитии отечественных гидро­ приводов также является давление в 700 кгс/см2.

Следовательно, повышение давления жидкости и частоты вра­ щения машины является одной из основных задач технического усовершенствования гидросистем. Однако применять машины с экстремальными данными (например, насос с рабочим объемом 55 см3 и давлением 500 кгс/см2, имеющий при 5000 об/мин мощ­ ность 300 л. с.) без особой необходимости не рекомендуется, поскольку следует учитывать сопровождающие отрицательные факторы и, в частности, возникающий при столь высоких давле­ ниях и скоростях шум во время эксплуатации и снижение срока службы машин.

§ 4. Механизм гидравлической связи

Часто представляется целесообразным применить гидравличе­ скую систему для связи ручки управления с управляемым агре­ гатом какой-либо машины вместо механической системы управле­ ния, которая во многих случаях бывает чрезмерно сложной. Так, клапаны, служащие для управления силовыми агрегатами само­ летной гидросистемы обычно устанавливаются в местах, удален­ ных от пилота, и чтобы привести в действие эти клапаны, приме­ няют различные устройства — механические тяги, гибкие тросы и пр. Эти устройства имеют недостатки, например, качество ме­ ханической связи распределительного золотника с ручкой упра­ вления зависит от теплового расширения механической проводки, от прогиба самолетной конструкции, от трения в механической проводке, от сложности прокладки тяг (особенно сложной на самолетах со складывающимися крыльями) и пр. Гибкие тросы под действием нагрузки удлиняются и часто выходят из строя.

Учитывая это, во многих случаях целесообразно применить гидравлическую связь между ведущим и ведомым звеньями. К примеру, связь между ручкой управления и распределительным золотником, управляющим движением поршня силового цилиндра, и пр. Подобные механизмы могут быть применены для привода приспособлений, требующих приложения силы не только в одном направлении, но и в обоих направлениях.

К. наиболее простым случаям подобного гидравлического упра­ вления можно отнести управление посадочными фарами самоле­ тов, управление дросселями авиамоторов и пр. Обычно эта си­ стема управления состоит из датчика с ручным приводом и при­ емника, соединенных трубопроводом (диаметром 4—6 мм). При приложении усилия к рукоятке датчика на рычаге приемника