книги из ГПНТБ / Башта, Т. М. Объемные насосы и гидравлические двигатели гидросистем учебник
.pdfпанов. Эта диаграмма также близка по форме к прямоугольнику, но с небольшим наклоном линий давления, обусловленным тем, что на процессы повышения и понижения давления в цилиндре затрачивается некоторое время (соответствует отрезкам пути t1 и t 2). Колебания («всплески») давления, имеющие место в начале хода всасывания (точка с) и в начале хода нагнетания (вытесне ния) (точка Ь), вызваны открытием и закрытием клапанов, а также инерционностью жидкости в переходных процессах.
Площадь индикаторной диаграммы выражает работу, сообщае мую жидкости поршнем за один оборот вала (площадь, заштри хованная точками). Поделив площадь индикаторной диаграммы на ход поршня h = 2г, получим среднее индикаторное давление определяемое выражением
Pi Рвак ~Г Рнаг>
где рвак = ро — рвс и рнаг — соответственно среднее по индика торной диаграмме значение разрежения (вакуума) в цилиндре на соса и давление нагнетания.
Значение ртк соответствует без учета инерционных потерь и гидравлического сопротивления трубопровода высоте всасывания Явс (см. рис. 12, а).
В соответствии с этим мощность, передаваемая жидкости от приводного вала через поршень, называемая индикаторной мощ ностью, определится выражением
N t = ptFhn,
где F — рабочая площадь поршня;
h = 2г— односторонний ход поршня; рс— индикаторное давление; п — частота вращения вала.
ГЛАВА IV
РАБОЧИЕ ПАРАМЕТРЫ И ХАРАКТЕРИСТИКИ
ОБЪЕМ НЫ Х НАСОСОВ И ГИДРОМОТОРОВ
ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ПРИВОДОВ (СИСТЕМ)
§ 19. Определения
Насосы объемных гидроприводов, изучению которых посвящен настоящий курс, отличаются от перекачивающих насосов тем, Что обычно выполняются многокамерными и рассчитываются, с целью снижения габаритов и массы гидросистемы, для работы под вы сокими давлениями (до 70 МПа или 700 кгс/см2 и выше). С этой же целью их рассчитывают на высокие частоты вращения, которые в отдельных случаях достигают 30 000 об/мин.
Объемный насос с вращательным движением ведущего звена насоса называют вращательным насосом.
При выборе скорости вращения насоса учитывают ряд фак торов. При малой скорости повышается надежность и срок службы насоса, однако при этом увеличиваются его габариты и умень шается объемный к. п. д. При увеличении скорости уменьшаются габариты насоса, однако при этом снижается его долговечность вследствие интенсивного износа деталей, а также повышаются гидравлические потери в каналах машины и возможности возник новения кавитационного режима работы.
Ввиду этого частоту вращения выше 5000 об/мин применяют лишь в случаях, когда долговечность насоса не является для дан ных условий применения превалирующим фактором (требова нием). В частности высокооборотные аксиально-поршневые на сосы (20 000—30 000 об/мин) применяют в ракетных энергети ческих узлах, где основным требованием к насосам является их малые габариты и масса, а также возможность установки их не посредственно на быстровращающемся валу газовой турбины, но не предъявляются высокие требования по долговечности. Кроме того, при скорости вращения более 4000—5000 об/мин возникают труд ности обеспечения динамической уравновешенности вращающихся частей и в частности цилиндровых блоков в аксиально-поршневых насосах. При наличии в этих насосах динамической неуравнове шенности блока произойдет отрыв его от распределительного золотника (см. стр. 206). Повышение скорости вращения самовса сывающих шестеренных насосов лимитировано центробежными
силами жидкости, заполняющей межзубовые впадины шестерен
(см. стр. 322).
Всвязи с этим следует указать, что наблюдающаяся в настоя щее время в конструировании гидроприводов тенденция повышения частоты вращения гидравлических машин и давлений рабочей жидкости противоречит требованиям повышения надежности и ресурса этих машин, ввиду чего должно быть найдено оптималь ное решение этого комплекса вопросов.
Объемный насос гидравлического привода служит для преоб разования механической энергии, прилагаемой к приводному валу (входному звену) в энергию потока жидкости, величину ко торого стремятся при заданной мощности максимально умень шить.
Вобъемных гидромоторах происходит обратное преобразова
ние энергии потока рабочей жидкости в механическую энергию ведомого звена. В отличие от насоса (в котором входным параме тром является скорость вала и выходным — расход жидкости) входным параметром гидравлического двигателя является расход жидкости и выходным — перемещение или скорость выходного его звена (вала или штока).
Следовательно, в объемных гидравлических машинах энергия, заключенная в потоке жидкости, передается ведомому узлу за счет статического давления жидкости.
Вприменяемых в гидроприводах роторных объемных насосах
игидромоторах перемещение рабочей жидкости происходит в ре зультате вытеснения ее из рабочих камер при помощи вытесните лей, выполняемых в виде поршня, пластины и пр. Рабочая камера
втаких гидравлических машинах представляет собой замкнутое (изолированное) пространство, попеременно сообщающееся при работе насоса с полостью всасывания (слива) или нагнетания.
По характеру процесса вытеснения жидкости объемные на сосы делятся на насосы с неподвижными рабочими камерами (их
часто называют поршневыми насосами) и на роторные насосы. В первых насосах вытеснение жидкости происходит из неподвиж ных камер вытеснителями, совершающими возвратно-поступа тельное движение; во вторых насосах (роторных) вытеснение жидкости производится из камер, совершающих вращательное движение, в результате которого происходит перенос вытесняе мого объема жидкости из всасывающей полости насоса в нагнета тельную. Вытеснители этих насосов совершают вместе с ротором вращательное движение, которое может сочетаться с возвратно поступательным движением в камерах. Наиболее распространены
вгидроприводах роторные насосы.
Всоответствии с указанным, роторной гидромашиной назы вают машину, у которой подвижные элементы, образующие ра бочую камеру, совершают вращательное движение.
По виду движения вытеснителей роторные насосы делятся на роторно-поступательные и роторно-вращательные. Первые, в свою
72
очередь, делятся по форме вытеснителей и по способу замыкания вытесняемого объема на роторно-поршневые (см. стр. 107) и ро торно-пластинчатые (шиберные) (см. стр. 273) насосы, а вторые делятся на зубчатые (шестеренные) и винтовые (см. стр. 311).
Вгидроприводах высоких давлений нашли наибольшее при менение роторно-поршневые насосы, которые по расположению цилиндров делятся на радиальные (см. стр. 107) и аксиальные
(см. стр. 179).
Взависимости от вида распределения рабочей жидкости на сосы подразделяются на насосы с бесклапанным и клапанным распределением.
Гидромоторы могут классифицироваться теми же показателями, что и насосы, однако с учетом свойства их обратимости, под ко
торым понимается пригодность машины для работы в качестве как насоса, так и гидромотора.
Обратимым насосом называют насос, работающий также и в режиме гидродвигателя. Объемная гидромашина, предназначен ная для работы как в режиме насоса, так и в режиме гидромотора, называется насос-мотором.
К необратимым относятся гидромашины с самодействующими распределительными клапанами (см. рис. 11, о), а также автомати зированные насосы переменной подачи (см. стр. 388). В большин стве же случаев объемные насосы и гидромоторы бесклапанного распределения являются обратимыми машинами, что позволяет применять без какой-либо доработки или перемонтажа в качестве насоса и мотора одну и ту же машину.
Учитывая обратимость большинства рассматриваемых машин, общие вопросы расчетов и конструирования в настоящем учеб нике рассматриваются применительно к насосам с описанием особенностей использования их в качестве гидромоторов.
Структурный анализ показывает, что все насосы и гидромоторы компонуются из ограниченного числа узлов, каковыми являются механизмы подачи, распределения жидкости и изменения (регу лирования) подачи (рабочего объема).
Ввиду большой разновидности конструкций насосов и гидро моторов, в дальнейшем рассматриваются лишь конструкции ма шин, наиболее распространенные и типичные для современных объемных гидроприводов.
Помимо гидродвигателей вращательного движения (гидромо торов) различают объемные гидродвигатели возвратно-поступа тельного (силовые цилиндры) и возвратно-поворотного (поворотники) движений, в которых энергия потока жидкости преобра зуется в механическую энергию поступательного движения штока или поворотного движения (с углом поворота <360°) вала.
Всякая объемная гидравлическая машина (насос и гидромо тор) работает на принципе вытеснения жидкости. Ее рабочий ор ган захватывает в приемной полости машины некоторый объем жидкости, который затем перемещается с рабочим органом машины
73
к выходной полости, где жидкость вытесняется под некоторым дав лением из рабочего органа в эту полость. В соответствии с этим основными параметрами объемных насосов и гидромоторов яв ляются: рабочий объем (q), подача (Q), давление нагнетания (рп), крутящий момент (М), мощность (N), а также объемный (т]об) и механический (т]мех) к. п. д.
Зависимость подачи Q насоса от давления рн при всех прочих равных условиях (частоте вращения, температуре, вязкости жидкости и пр.) называют характеристикой насоса Q = / (р), иначе характеристика насоса — графическая зависимость его ос новных технических показателей от давления при постоянных значениях частоты вращения насоса, вязкости и плотность жидкой среды на входе в насос.
§20. Рабочий объем гидромашины
ирасчетная подача жидкости
При вращении вала насоса объем камер последнего изменяется, причем при рабочем цикле этот объем уменьшается и заполняю щая его жидкость вытесняется в нагнетательную полость; для гидромотора объем камер при рабочем ходе увеличивается и жид кость, поступившая к нему от внешнего источника расхода, за полняет эти камеры.
Указанное изменение объемов камер насоса или мотора за один оборот является рабочим объемом q, а за единицу времени — средней теоретической (расчетной) подачей, которую также назы
вают |
г е о м е т р и ч е с к о^й и л и и д е а л ь н о й п о д а |
ч е й |
и обозначают QT. Иначе средняя расчетная подача насоса — |
это суммарное изменение объема камер насоса в единицу времени или произведение рабочего объема насоса q на частоту вращения.
Минутную теоретическую подачу |
насоса |
QT н и гидромотора |
||
Qr м рассчитывают по формуле |
|
|
|
|
|
Qt. h= Qt. M= QT = qn = vzn, |
(13) |
||
где |
п — частота вращения гидромашины (насоса или мо |
|||
q = |
тора) в об/мин; |
|
|
|
vz — геометрическая подача — за один оборот (рабочий |
||||
v и |
объем машины); |
одной |
рабочей |
камеры и |
г — соответственно объем |
||||
число камер.
Средняя подача обычно выражается в л/мин и, реже, в см3/мин, см3/с и л/с.
Рабочий объем q = принят ГОСТ 13824—68 в качестве основного параметра объемных гидромашин.
74
Не следует отождествлять частоту вращения вала насоса (ги дромотора) с числом рабочих циклов, поскольку рабочие элементы (вытеснители) в некоторых конструкциях совершают за один оборот вала несколько рабочих циклов нагнетаний и всасываний (см. стр. 284). В соответствии с этим под одним рабочим циклом понимают разовое изменение объема рабочих камер от максималь ного значения до минимального. Исходя из этого, различают на сосы однократного, двукратного и многократного действия, по нимая под этим роторный насос, у которого жидкая среда вытес няется из замкнутой камеры соответственно один, два и несколько раз за один оборот ротора.
Расчет рабочего объема насоса qH обычно представляет из вестные трудности, в частности расчет насосов шестеренных (см. стр. 311), винтовых (см. стр. 353), пластинчатых (см. стр. 273) и др., поэтому эту величину определяют по результатам про качки (подаче) в режиме нуле
вого перепада (рх == р 2 <=*=>0, |
где |
|
P iH p2— давление на входе ивы- |
||
ходе) |
и при малой скорости, когда |
|
утечки и возможность недозапол- |
||
нения |
насоса жидкостью практи |
|
чески |
отсутствуют: |
|
где <2хол — измеренный расход хо- |
||
|
-лостого хода (при |
ну Рис. 17. Схема установки для руч |
|
левом перепаде); |
ной прокачки насоса |
п — частота вращения.
Для прокачки может быть рекомендована схема установки, показанная на рис. 17, в которой для устранения утечек жидкости из одной камеры насоса в другую обеспечено равенство статиче ских напоров на сторонах всасывания и нагнетания. Насос за бирает жидкость из расходного бака а и подает в мерный бачок Ь. Прокачка производится при небольшой частоте вращения (п —
— 50-Г-60 об/мин), при которой обеспечивается полное заполне ние рабочих камер насоса. Измерив подачу за несколько оборо тов (10—20) и поделив ее на п, получим рабочий объем q насоса. Для обеспечения примерного равенства статических напоров вса сывания (# х) и подачи (# 2) применяется расходный бачок а с боль шой свободной поверхностью жидкости.
§ 21. Характерный объем
Для расчета динамических'характеристик подачу насоса (в см3/с) удобно представить в виде
dy Qt : W ~1Г
75
где — со — угловая скорость вращения вала гидромашины
в рад/с;
w — характерный (удельный) объем в см3/рад. Характерный объем представляет собой среднее значение гео
метрической подачи несжимаемой жидкости при отсутствии уте чек, приходящееся на один радиан поворота ротора машины:
Использование этого параметра упрощает во многих случаях расчеты и анализ объемных гидромашин, сравнительную их оценку.
Средняя величина теоретической подачи QT нерегулируемого насоса, выраженной через характерный объем w, представится в виде
От = |
О 4 ) |
где сон — угловая скорость вала машины в рад/с.
Характерный (удельный) объем w = 7^- является основным
параметром критерия механического подобия насосов различных конструкций, и использование его при оценке машины имеет пре имущества в сравнении с использованием рабочего объема q. При статических расчетах обычно пользуются величиной q и при динамических — w.
Использование для сравнительной оценки машин коэффициента характерного объема w вместо рабочего объема q частично обо сновывается также возможностями в этом случае избавиться при расчетах от сопутствующего q множителя 2я, а также располагать более общими методами анализа.
§ 22. Параметр регулирования
По способу регулируемости гидромашины делятся на машины с регулируемым рабочим объемом (регулируемые) и машины с по стоянным рабочим объемом (нерегулируемые).
Под регулируемыми насосами понимаются насосы, обеспечи вающие в заданных пределах изменение подачи.
Для регулируемых гидромашин подача при повороте ротора на один радиан и соответственно средняя расчетная подача QT является для данной регулировки переменной величиной и может быть оценена долей от наибольшей возможной величины коэффи циента регулирования (безразмерного параметра регулирования):
~ |
Е^тек |
9тек |
(15) |
|
tt*max |
<7max |
|
где штек и штах — значение характерного рабочего объема при текущем (регулируемом) объеме <7тек и его максимальное значение при с/тах;
е----- безразмерный параметр регулирования;
8гпах
76
етек и 6max — текущее и максимальное значения регулируемого параметра; для радиальных машин этим параметром является эксцентриситет (см. стр. 113), а для аксиальных (см. стр. 381) — угол у наклона диска.
Безразмерная величина е может изменяться в регулируемых машинах от -Ь1 до — 1 при помощи установки регулирующего органа гидромашины (см. стр. 185).
В соответствии с приведенным, средняя теоретическая подача регулируемого насоса, выраженная через характерный объем w
и безразмерный параметр регулирования е, примет вид
QT = qn = ещ>нсон.
Для нерегулируемых насосов параметр е равен положительной единице (е —- 1).
§23. Объемные потери и объемный к. п. д. насоса
5.Объемные потери
Вреальных насосах имеют место объемные потери, в резуль тате которых фактическая подача жидкости будет меньше геоме трической.
В соответствии |
с этим различают, помимо теоретической, |
ф а к т и ч е с к у ю |
(эффективную) п о д а ч у насоса (Q3ф) под |
которой понимают подачу жидкости насосом при определенных значениях'перепада давления Ар, частоте вращения п и при прочих условиях, влияющих на объемные потери в насосе. Величина фак тической подачи (<ЭЭф) будет меньше расчетной (QT) на величину объемных потерь AQ„ = QT— £2эф, которые возникают в резуль тате перетекания (утечек) жидкости под действием перепада дав ления из рабочей полости в нерабочую (AQi), а также потерь (AQ2), обусловленных неполным заполнением рабочих камер жидкостью при проходе их через зону всасывания вследствие ги дравлического сопротивления входных каналов, кавитационных процессов и выделения воздуха, а также действия, в ряде случаев, на жидкость центробежных сил.
К последним потерям (AQ2) относят также потери, обусловлен ные сжатием жидкости во вредном пространстве и деформацией его деталей. Потери AQ2 принято называть условными утечками или потерями на всасывании насоса.
Для поршневых насосов с клапанным распределением (см. рис. 47) существенное влияние на объемный к. п. д. оказывают утечки через всасывающие и нагнетательные клапаны вследствие их негерметичности, а также запаздывание закрытия клапанов. Запаздывание закрытия всасывающего клапана к моменту начала нагнетательного хода поршня приведет к тому, что некоторое ко личество жидкости, заполняющей цилиндр, будет вытеснено в на
77
чале нагнетательного движения поршня обратно во всасывающую линию; запаздывание же закрытия нагнетательного клапана при ведет к тому, что в начале всасывающего хода поршня в цилиндр будет поступать жидкость из нагнетательной линии.
Количественное сравнение непосредственных утечек жидкости с условными (объемными потерями на всасывании) показывает, что последние могут составить в некоторых случаях 75% всех объемных потерь в насосе.
Основными причинами неполного заполнения жидкостью ра бочих камер насоса при прохождении ими всасывающей зоны яв ляются недостаточный напор (малое давление) на входе в насос и большое сопротивление всасывающих каналов, подводящих' жидкость к распределительным окнам блока, а также сопротив ление в распределительных окнах и в самих цилиндрах. Для ше стеренных и пластинчатых насосов к указанным сопротивлениям добавляется сопротивление, обусловленное центробежной силой жидкости при вращении рабочих узлов насоса (см. стр. 322).
Сопротивление всасывающей линии (включающее инерционные потери) может привести, в зависимости от величины абсолютного давления на входе в насос, к разрыву потока жидкости (кави тации). Появление такого режима насоса особенно реально при высокой частоте вращения. При увеличении частоты вращения пропорционально увеличивается количество жидкости, проходя щей через подводящие каналы и узел распределения, а следова тельно, сопротивление потоку (потери напора). Очевидно для дан ного давления жидкости на входе в насос может быть достигнута такая частота вращения, при которой в насос не будет поступать при данном давлении на входе количество жидкости, требуемое для заполнения рабочих камер. При дальнейшем повышении ча стоты вращения >/г2 линейность повышения фактической подачи насоса Qэф нарушается (рис. 18, а), а при некоторой большой ча стоте вращения она будет даже снижаться с увеличением п (насос
будет работать |
в кавитационном |
режиме). |
|
В соответствии с указанным, фактическая подача насоса Qэф |
|||
выражается |
|
|
|
(Ззф = |
QT— AQH= QT- |
(AQi + AQa), |
(16) |
где QT— теоретическая (геометрическая) подача;
AQH= AQi + AQ2— объемные потери жидкости (включая и потери на всасывании).
Ввиду того что внутренние зазоры в машине неизбежно имеют местные сужения и расширения, а стенки, образующие эти за зоры, могут периодически колебаться перпендикулярно направле нию потока (вследствие чего сопротивление зазоров периодически изменяется за один оборот вала), точный расчет утечек представ ляет .известные трудности и учет их производится на основании опытных данных.
78
Эксперименты показывают, что непосредственные утечки жид кости через зазоры гидравлических машин изменяются при всех прочих равных условиях практически прямо пропорционально перепаду давления. Поэтому выражение для этих утечек может быть представлено в виде
AQi = гр, |
(17) |
где г — постоянный при прочих равных условиях коэффициент утечек.
На рис. 18, б приведены графики принципиальной зависимости подачи Q насоса от величины перепада давления Ар для случаев
гидромашины
отсутствия условных утечек (при полном заполнении рабочих камер в зоне всасывания) и такой жесткости конструкции насоса, при которой зазоры при изменении давления не изменяются. При повышении перепада давления фактическая подача такого насоса Q3ф понижается практически линейно. В соответствии с этим линейной будет также зависимость величины утечек жидкости A через зазоры в функции Ар.
С другой стороны, так как зазоры при изменении частоты вра щения насоса практически не изменяются, а также учитывая, что скорость течения жидкости через зазоры значительно больше скорости скользящих пар, образующих эти зазоры, величина уте чек жидкости AQx через зазоры практически не зависит от частоты вращения до определенного его значения (соп2)- В соответствии с этим фактическая подача ((2эф) изменяется при этих условиях
79