книги из ГПНТБ / Кожевников С.Н. Гидравлический и пневматический приводы металлургических машин

ния, действующей на единицу поверхности, при градиенте ско­ рости, равном единице.

Отношение коэффициента j.i к плотности р жидкости назы­ вается коэффициентом кинематической вязкости:

v = —

Р

Единицей кинематической вязкости является стоке. Абсолютная вязкость обычно определяется временем истече­

ния через капилляр определенного объема жидкости. По закону Пуазейля секундный объем q жидкости, протекающей через ка­ пилляр, будет

лг* dp

8ц dl

где г — радиус канала капилляра;

dl

Эта закономерность справедлива только для ламинарного потока жидкости по капилляру, когда число Рейнольдса Re удовлетворяет условию

V

где и — средняя скорость потока по сечению капилляра; d — диаметр канала капилляра.

Увеличение средней скорости движения жидкости вызывает увеличение числа Re и, если нарушается неравенство (2), то по­ ток в капилляре становится турбулентным.

Определение абсолютной вязкости опытным путем представ­ ляет известные трудности. Для установления характеристики жидкости определяют ее условную, или, иначе, относительную вязкость в градусах Энглера. Относительная вязкость определя­ ется с помощью вискозиметра.

Для перехода от относительной вязкости к абсолютной поль­ зуются эмпирической формулой Убеллоде

!.i = Y ( 4 0 0 0 7 1 6 o E - ^ p ) К Г С - С / М * .

10

или упрощенной формулой ц = 0,00065° Е,

где у •— объемный вес жидкости в кгс/л.

Вязкость жидкости в большой мере зависит от ее температу­ ры, причем с изменением последней вязкость разных жидкостей изменяется по-разному. Может оказаться, что рабочая жид­ кость (например, масло), имеющая высокую вязкость при тем­ пературе испытания, будет недостаточно вязка при температу­ ре установившегося режима работы гидросистемы.

Вязкость жидкости зависит также и от давления, причем весьма заметное изменение вязкости соответствует высоким дав­ лениям.

Т Р Е Б О В А Н И Я , П Р Е Д Ъ Я В Л Я Е М Ы Е К Р А Б О Ч Е Й Ж И Д К О С Т И

Для обеспечения нормальной работы гидравлических механиз­ мов металлургических машин важно выбрать такую рабочую жидкость, свойства и физико-химические характеристики которой соответствовали бы условиям работы гидросистем и обеспечили их надежность. В качестве рабочих жидкостей используют воду, минеральные масла, эмульсии. В принципе возможно применение синтетических жидкостей, однако вследствие большой стои­ мости их еще в гидроприводах металлургических машин не ис­ пользуют.

В случаях, когда гидравлические механизмы работают по­ близости от высокотемпературных источников тепла (печей, про­ катных станов и др.), следует использовать негорючие рабочие жидкости. Этому требованию удовлетворяют вода, эмульсии и жидкости, полученные на основе продуктов синтеза.

Рабочая жидкость должна выбираться также из условий обес­ печения надежности и долговечности отдельных узлов и подвиж­ ных соединений гидравлической системы. Жидкость должна об­ ладать хорошими смазывающими свойствами, чтобы обеспечить гидродинамический режим смазки; должна предотвращать корро­ зионные процессы, в частности образование ржавчины; должна быть совместима с материалами системы. Вода этим условиям не удовлетворяет: как смазка она может быть использована только для резиновых подшипников, а наличие ее в маслах в присутствии кислорода вызывает ржавление стальных деталей, не полностью погруженных в жидкость. Продукты такой коррозии являются аб­ разивами, вызывающими усиленный износ и разрушение элемен­ тов гидравлической системы.

В водомасляных эмульсиях, используемых в качестве рабочих жидкостей, вода является составляющей, затрудняющей воспла­ менение, и служит дисперсионной средой. Органические вещества в малых количествах в эмульсии образуют дисперсионную фазу, поверхностно активные добавки играют роль эмульгаторов и ста-

II

билизаторов жидкости. Более перспективными являются эмуль­ сии воды в масле; они обладают лучшей смазывающей способно­ стью, менее активны в коррозионном отношении, стабильны по свойствам п негорючи. В этих эмульсиях дисперсионной фазой яв­

Механические потерн в гидравлических системах, утечки ра­ бочей жидкости, сказывающиеся на ее общем расходе, и, следо­ вательно, на расходе мощности, наконец, скорость срабатывания исполнительных механизмов во многом зависят от вязкости жид­ кости. Если еще принять во внимание, что многие металлургиче­ ские машины работают при большом перепаде температур в пре­

Следует еще указать, что рабочая жидкость должна иметь ми­ нимальную вспениваемость и летучесть, низкий коэффициент рас­ ширения и высокий модуль упругости. Для тяжелых машин по­ следнее свойство очень важно, потому что позволяет исключить появление фрикционных колебаний при малых скоростях переме­ щения тяжелых узлов по направляющим и обеспечить точность их перемещений.

Г л а в а II НАСОСЫ

Для гидравлических систем применяют объемные насосы — шестеренные, лопастные и плунжерные с радиальным или аксиальным расположением цилиндров. Поршневые и плунжер­ ные насосы могут быть с неподвижными и подвижными цилиндра­ ми. В плунжерных насосах используются плоские и пространст­ венные механизмы.

Насосы могут быть постоянной и переменной производитель­ ности. Регулирование производительности может быть автомати­ ческим, например, с целью рационального использования мощно­ сти электродвигателя или обеспечения перемещения ведомого звена в соответствии с заданным законом.

12

ШЕСТЕРЕННЫЕ НАСОСЫ

Шестеренные насосы получили в гидравлических системах широкое применение как наиболее простые, надежные и деше­ вые. Принципиальная схема такого насоса изображена на рис. 3. При вращении шестерен 1 и 2 в направлении, указанном верхней и нижней стрелками, жидкость между зубьями переносится по внешним обводам из камеры с низкого давления в камеру d вы­ сокого давления. Часть жидкости возвращается обратно в каме­ ру низкого давления вследствие того, что между зацепляющими­ ся зубьями колес имеется мертвое пространство. Кроме того, име-

ют место утечки через зазоры, возможные направления которых показаны на рис. 3 сплошными и штриховыми стрелками.

Производительность шестеренного насоса, т. е. объем нагне­ таемой в единицу времени жидкости, зависит от угловой скоро­ сти и колес, модуля зацепления, длины зубьев и их числа. Тео­ ретическая производительность практически уменьшается вслед­ ствие утечек жидкости из камеры высокого давления в камеру низкого давления через зазоры между корпусом 3 насоса и голов­ ками зубьев, торцовыми поверхностями шестерен и крышками, между осями колес и подшипниками. Теоретическая производи­ тельность уменьшается также благодаря выделению воздуха, рас­ творенного в жидкости или образующего в ней механическую смесь.

Известно, что работа, затраченная на нагнетание жидкости, равна произведению изменения объема на давление, поэтому тео­ ретическая производительность насоса может быть определена энергетическим способом.

13

s, + s, = -^-[tg* a r - t g 2 a„ + 2(tg a,.-tg а „ ) Ф - 2 ф 2 ] .

14

Из условия равенства элементарных работ, производимых мо­ ментом М на ведомом валу и жидкостью, нагнетаемой насосом в цилиндр,следует

Отсюда, после исключения S\ + so, получаем

Углы давления а г на окружности головок зубьев и а„ — в на­ чале рабочей части профиля зуба на ножке определяются из вы­ ражений

Подача жидкости насосом при повороте колес на угол ср = — ,

соответствующий работе одной пары зубьев, имеет фиксирован­ ное значение:

15

Известно, что расстояние между осями зубчатых колес про­ порционально числу их зубьев и модулю зацепления. При одной и той же величине произведения mz габариты насоса остаются примерно одинаковыми. По формулам же (6) и (7) производи­ тельность находится в линейной зависимости от числа зубьев ко­ лес и в квадратичной — от модуля. В связи с этим, очевидно, це­ лесообразно число зубьев z колес выбирать возможно меньшим, а модуль от и ширину b зубьев — в соответствии с заданной про­ изводительностью.

Относительная высота головки зуба f и угол зацепления as должны быть выбраны из условия отсутствия подрезания ножек зубьев, получения степени перекрытия е больше единицы и неза­ остренности головок зубьев. В отличие от обычных зубчатых пе­ редач увеличение степени перекрытия для шестерен насосов должно быть ограничено, поскольку передача не силовая. На практике число зубьев колес обычно выбирают равным 6—16.

Как видно, изменение скорости подачи жидкости имеет пара­ болический характер, при этом максимум скорости соответствует

_ tg цГ — tg цн

т. е. совпадению точки зацепления профилей зубьев с полюсом зацепления. Наименьшая скорость подачи жидкости соответству­ ет началу зацепления очередной пары зубьев. В этом положении, если не учитывать влияния других факторов, уменьшение скоро­ сти подачи жидкости можно представить скачкообразным, как это показано на рис. 6 (для z — 8).

Степень неравномерности б подачи жидкости, определяемая отношением разности максимальной и минимальной скоростей подачи жидкости к их среднему значению, снижается с увеличе­ нием 2 и повышается с увеличением е.

Степень заполнения жидкостью впадин между зубьями шесте­ рен насоса определяет его производительность и качество рабо­ ты, а также качество работы механизмов гидросистемы. Она влияет на к. п. д. насоса и образование эмульсии, на появление удара вследствие возможного образования обратного потока

16

Полученные значения мощности и момента будут отличаться от действительных вследствие наличия механических потерь от трения жидкости, протекающей через зазоры между торцовыми поверхностями шестерен и корпуса, а также между поверхностя­ ми головок зубьев и корпусом (радиальные зазоры), потерь на трение в зацеплении и в подшипниках, наконец, потерь, связан­ ных с компрессией жидкости.

разделить на несколько групп.

Харьковским заводом Гидропривод выпускаются поршневые насосы Н-403 (рис. 7) с шестью неподвижными сооснымн проти­ воположно расположенными цилиндрами. Каждая пара поршней насоса приводится в движение от одного эксцентрика, при этом, если одним цилиндром нагнетается жидкость, то во втором ци­ линдре происходит всасывание.

Чугунный корпус насоса и крышки образуют камеры всасыва­ ния, в которые жидкость из бака подается под напором сверху через отверстие во фланце /. Эксцентриковый вал 4, соединен­ ный с валом электродвигателя муфтой, имеет три эксцентрика 5, расположенные под углом !20° друг к другу. С целью уменьшения износа каждый эксцентрик снабжен кольцом 6, посаженным на

с крестообразными направляющими и конической тарелкой, за­ пирающей полость поршня при посадке клапана на коническое седло поршня.

Начало всасывания соответствует наиболее удаленному от оси вала положению поршня при сжатой пружине 2. При выходе из крайнего положения под действием пружины сначала двигается клапан при неподвижном поршне, открывая доступ жидкости в полость цилиндра, а после того, как пружина упрется в выступ поршня, поршень и клапан будут совместно перемещаться по на­ правлению к оси вала. Общее перемещение клапана и поршня равно 2е, где е — эксцентриситет. Высота щели, через которую поступает жидкость в цилиндр, равна 2—2,5 мм.

После поворота эксцентрикового вала на 180° сначала закро­ ется клапан, замкнув этим самым жидкость в полости цилиндра, после чего начнет перемещаться поршень; при этом жидкость бу­ дет нагнетаться в общий трубопровод через обратный шариковый клапан 8, ось которого перпендикулярна к оси цилиндра. Для от-

18