Гидропривод
.pdfQн=Qнт- Qн |
/3.3/ |
Витоку, як видно з рівняння /2.8/, ведуть до втрат потужності й оцінюються об'ємним
КПД:
|
но |
|
Qн |
|
Q |
|
/3.4/ |
Q |
|
|
|||||
|
|
|
Q Q |
||||
|
|
|
нт |
|
н |
н |
|
Тоді дійсна подача
Qн qн nн но
Тому що об'ємні втрати, як і інші технічні показники, змінюються при зміні тиску, то в каталогах приводяться значення номінальних параметрів, тобто значення при номінальній частоті обертання і номінальному тиску насоса.
Тиск насоса чисельно дорівнює повному збільшенню енергії в насосі між вхідним і вихідним патрубками /див. ур-і 2.2/. Тому що при роботі насоса виникають утрати тиску Рн
, той дійсний тиск менше теоретичного Рн. на величину втрат, тобто |
|
Рн=Рнт- Рн |
/3.5/ |
Величину втрат Рн на відміну від утрат тиску в трубах не |
можна визначити |
розрахункам :шляхом унаслідок складності конфігурацій проточної частини насоса і несталого руху рідини. За аналогією з об'ємними гідравлічні втрати потужності оцінюють гідравлічним КПД
|
нг |
|
|
Рн |
|
|
/3.6/ |
|
Р |
||||||||
|
|
|
||||||
|
|
|
|
нт |
|
|||
Вихідна потужність насоса визначається /див. мал. 3.1 у/як потужність потоку: |
||||||||
Nн Pн Qн |
/3.7/ |
|||||||
Вхідна потужність /на валу/ більше вихідної на величину об'ємних, гідравлічних і |
||||||||
механічних утрат /див. рівняння 2.10/ і визначається по формулі |
|
|||||||
Nнв |
|
Pн Qн |
|
/З.8/ |
||||
н |
||||||||
Повний КПД насоса |
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
н но нг нм |
/3.9/ |
|||
де нм механічний КПД насоса /залежить від утрат потужності в підшипниках і ущільненнях/.
Практично гідравлічні і механічні втрати розділити дуже важко, тому в деяких
джерелах їх поєднують під однією назвою - гідравлічні втрати. |
|
|||||||
З зазначеної причини в каталогах приводять значення тільки повного |
н і об'ємного |
|||||||
але КПД. |
|
|
|
|
|
|
|
|
З рівняння /3..9/ / випливає, що, |
|
|||||||
|
нг |
|
нм |
|
н |
|
/3.10/ |
|
|
||||||||
|
|
|
но |
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
||
Знаючи потужність насоса Nнв) і частоту обертання його вала пн, можна знайти момент на валу:
51
М |
н |
|
Nнв |
|
Pн Qн |
|
/3.11/ |
|
|
2 n |
|
||||||
|
|
|
н |
н |
||||
|
|
|
|
н |
||||
де н - кутова швидкість обертання вала, nн -частота обертання,гС-1 .
Відповідно до ДСТ 17398-72 під характеристикою насоса розуміють залежності Qн
-=f ( Рн ) , н=f(Pн ), N нв=f(Pн) при
постійних частоті обертання вала, щільності і в'язкості рідини. Останнє обмеження вводиться тому, що зі зміною в'язкості змінюються витоки Qн .
Теоретична подача, як випливає з формули /3.2 / не залежить від тиску, тому графік Qнт = f(Pн) пряма лінія, параллельная осі абсцис /мал.3.2а/. Таку характеристику називають твердої, тому що при зміні тиску подача насоса не змінюється. Таку характеристику мають всі об'ємні насоси, тому вони повинні забезпечуватися запобіжними клапанами, що запобігають випадкове підвищення тиску понад розрахунковий у избежение поломки
машини. Дійсна подача залежить від тиску: |
|
Qн=Qнт- Qн |
/3.12/ |
Витоку залежать від тиску /формула 29 /, тому Qн=f(Pн)не рівнобіжна осі |
|
абсцис і нелінійна. |
насоса Nн=0 /Формула /3.7;/, а |
При тиску Рн = 0 корисна потужність |
|
потужність на валу Nнв= Nнг + Nнм /див, формули 3.1 і 3.13 Потужність при нульовому значенні називається потужністю неодруженого ходу. Незначна нелінійність Nнв = (Рн) порозумівається тим, що при збільшенні тиску зростають витоку.
Значення всіх параметрів при максимальному значенні, КПД називаються оптимальними. Номінальні паспортні значення близькі до оптимального.
Практично характеристики насоса одержують досвідченим шляхом на спеціальному стенді, крім н f (Pн) якої розраховують.
3.3. Роторні і поршневі насоси
3.3.1. Шестеренні насоси
Випускаються з зовнішнім і внутрішнім зачепленням. Останні більш компактні, але через складність виготовлення застосовуються рідко.
Насос про зовнішнє зачеплення складається /мал. 3.3/ з корпуса I, у якому з найбільшими торцевими і радіальними зазорами знаходяться в зачепленні дві шестірніведуча 2 і відома 3. При обертанні шестірні, коли зуби виходять із западин /обсяг камери збільшується/ відбувається усмоктування рідини. Після виходу зубів із зачеплення робоча рідина западинами зубів переноситься в зону, де зуби входять у зачеплення, обсяг западин зменшується і рідина витісняється в напірну магістраль.
У шестеренних насосах можливе запирання рідини в робочому обсязі, що привело б до значного підвищення тиску і навіть кавітації.
52
Мал. 3.2. Характеристика об'ємний насос
53
Мал. 3.3.Шестеренний насос із зовнішнім зачепленням
Існують кілька способів, що виключають запирання рідини. Найбільш розповсюджені з них - розвантаження зазначеного обсягу за рахунок створення спеціальних бічних каналів у корпусі насоса в області зачеплення зубів /див. мал. ..3.1 б/ чи каналів 5 в ущільнювальних дисках 4 /див. мал. /3.3/ через ці канали рідина витісняється з замкнутого чи обсягу подсасывается в нього. Але в обох випадках знижується об'ємний, а отже, і повний КПД насоса. У деяких конструкціях насосів розвантаження замкнутого обсягу здійснюється через радіальні отвори в западинах шестірень.
Основні витоки в насосах відбуваються через торцеві ущільнення. Номінальний тиск без спеціальних притискних дисків, як правило, не перевищує 2,5МПа. При наявності торцевих ущільнювальних дисків 4, що підгортаються тиском рідини Р2, номінальний тиск насоса збільшується до 16 МПа.
Робочий обсяг шестеренного насоса можна визначати /з достатньої для практики точністю/ з умови рівності обсягів зуба і западини. Тоді, вважаючи, що висота зуба дорівнює 2m будемо мати:
q 2 D m b 2 m2 |
b |
/3.14/ |
|
н |
н |
|
|
де m- модуль зуба; Dн - діаметр початкової окружності; z -число зубів; b - ширина
зуба.
З вираження /3.13'' випливає, що застосування в насосах шестірень з великим модулем і малим числом зубів дозволяє зменшити габарити насосів, але при цьому трохи зростає пульсація.
• На мобільних машинах застосовують головним чином шестеренні насоси типу НШ. Ці насоси виконані на підшипниках ковзання з гідравлічною компенсацією торцевих зазорів.
Змащення підшипників виробляється через радіальні канавки на торцях утулок, з'єднані з розвантажувальними пазами. Витоку рідини через порожній вал ведомоq шестірні приділяються в усмоктувальну порожнину.
Технічна характеристика насосів типу НШ із компенсацією торцевих зазорів приведені в таблиці 3.1.
54
Крім шестеренних насосів типу НШ-Ю, Ш1-32 і НШ-46 з компенсацією торцевих зазорів, у мобільних машинах застосовують шестренные насоси, що забезпечують компенсацію торцевих і радіальних зазорів. Конструкція цих насосів показана на мал. 3.4.
В алюмінієвому корпусі I насоса розміщені обойми-підшипника і піджинаючи обойма 3 з підшипникового алюмінієвого сплаву, що спільно утворять циліндричну зовнішню поверхню. Обойма 2
55
56
СПИСОК ВИКОРИСТАНОЇ ЛІТЕРАТУРИ
1.Васильченко В.А. Гидравлическое оборудование мобильных машин. Справочник. М.: Машиностроение, 1983. – 301 с.
2.Гидравлика, гидромашины и гидроприводы. Учебник для ВУЗов / Башта Т.М. и др / - 2 изд., перераб. и доп. – М. : Машиностроение, 1982.
3.Гейер В.Г., Дулин В.С., Заря А.Н. Гидравлика и гидропривод. Учебник ВУЗов. – 3-е изд. перераб. и доп. – М.: Наука, 1991, - 330 с.
4.Коваль П.В. Гидропривод горных машин. Учебник для ВУЗов, М.: 1967. - 387 с.
5.Справочное пособие по гидравлике, гидромашинам и гидроприводам. Под ред Некрасова Б.Б. – 2 –е изд. прераб. И доп. – Минск: Вышейшая школа. – 382 с.
6.Савин И.Ф. Гидравлический привод строительных машин. М.: Стройиздат, 1974. – 240 с.
7.Мандрус В.І., Лучків О.І., Звягін В.М. Машинобудівна гідравліка. Задачі та приклади розрахунків. – Львів. Світ. 1995. – 264 с.
8.Гавриленко Б.А., Минин В.А., Рождественский С.Н. Гидравлический привод. М.: Машиностроение, 1968 – 502 с.
57