Гидравлика и гидропривод
..pdfДля наиболее часто встречающихся условий (Ро=Ра~ 10sПа и р= 880-f-l000 кг/м3) Pof(pg) = Ю,2ч-11,7 м. Так как все остальные слагаемые уравнения (11.26) не равны нулю, макси мальное значение геометрической высоты всасывания будет значительно меньше 10 м. Для уменьшения потерь давления, длину всасывающей гидролинии и сумму ее местных сопротив лений стремятся свести к минимуму. С этой же целью среднюю скорость во всасывающем трубопроводе рекомендуется ограни чить значениями 0,8ч-1,2 м/с, что, в свою очередь, уменьшает значение слагаемого ait>i2/(2g) в уравнении (11.26) и, следова тельно, также ведет к увеличению Нв.
Минимально возможное давление жидкости определяется давлением ее насыщенных паров р„.п при данной температуре. Но при таком давлении жидкость преобразуется в пар, и насту пает кавитация — вредное явление, вызывающее разрушение рабочих органов насоса, изменение его характеристик и, нако
нец, |
срыв |
подачи. |
|
|
|
|
При всасывании жидкости наименьшее давление pmin созда |
||||||
ется |
не на входе в насос |
(см. рис. 11.10, сечение I—/), |
а у дви |
|||
жущегося |
поршня насоса |
(см. рис. 11.2, д, линия ху), |
поэтому |
|||
для |
предотвращения |
кавитации |
необходимо иметь в |
сечении |
||
I—/ |
кавитационный |
запас, т. |
е. pi>pH.n- |
|
Кавитационным запасом Арк называется превышение полно го давления жидкости во входном патрубке насоса над давлени
ем ее насыщенных паров: |
|
Лрк,=Р1 — рн.п+рЩ2/2. |
(11.27) |
При вакууме рв давление во всасывающем патрубке P i = p a — Р в , а при избыточном (манометрическом) давлении рм p i = p a + p » i . Минимальное значение кавитационного запаса, при котором на ступает кавитация, называется критическим (Аркр). Значение критического кавитационного запаса получают эксперименталь но в результате кавитационных испытаний насоса при снятии кавитационной характеристики [2].
Под кавитационной характеристикой понимают зависимость давления (р„), мощности (М„.в) и КПД (TI„) насоса от кавита ционного запаса (Арк) при постоянных значениях подачи (QH). частоты вращения (ган), плотности и вязкости жидкости. При критическом кавитационном запасе Аркр (при наступлении кавитации) происходит резкое уменьшение названных парамет
ров (Рн> Кн.в, Цн) .
Чтобы гарантировать бескавитационную работу насоса, ка витационный запас должен быть не меньше допустимого (значе ния его приводятся в технических характеристиках насосов):
А р к .д о п *58 ( 1 |2 - г - 1 ,3 ) А ркр-
Часто, вместо допустимого кавитационного запаса, в катало гах приводят значения допустимой вакуумметрической высоты всасывания насосов Я вак.доп*, которая определяется в соответ
ствии с уравнением |
(11.27). Подставив в |
него вместо р\ его |
||
значение в данных условиях, т. е. |
Р \= Р л—Рвак.доп=Ра— |
|||
ргЯвак.доп, П0ЛУЧИМ |
|
|
Р ^ 12/ 2, |
|
Д Р к .до п ==Ра — р g H вак.доп — |
Рн.п + |
|
||
откуда |
|
|
|
|
Ра — Рн. п — АРк. доп |
2g |
(11.28) |
||
Н,ван. доп — |
pg |
I |
По условию бескавитадионной работы насоса требуется, чтобы
Я вак.доп вак. (11.29)
Где Яван—'вакуумметрическая высота всасывания гидролинии
[см. |
уравнение |
(11.26)], |
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
Ра —Pi |
Яв4 |
av\ |
АРв |
|
|
|
|
(11.30) |
|||
Я ван |
PS |
~*S |
PS |
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
П р и м е р . |
Определим |
вакуумметрическую |
|
высоту всасывания |
насос- |
|||||||
ИОй |
установки |
при |
геометрической |
высоте всасывания #„ = 0 ,5 |
м, |
внутрен |
||||||
нем |
диаметре |
всасывающей |
гидролинии d= 32 |
мм, |
подаче |
насоса |
QH= |
|||||
= 50 |
л/мин, потерях давления |
во |
всасывающей |
гидролинии |
с |
фильтром |
||||||
Др„=18 кПа* |
плотности масла |
р = 900 кг/м3 и |
его кинематической |
вязкости |
||||||||
v = 30 мм2/с. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Средняя скорость масла в трубе |
|
|
|
|
|
|
||||||
а = 4Ql{nd*) = 4 -5 0 -10~3/(3 ,14-60-0,0322) = 1,04 |
м/с. |
|
|
|
|
|||||||
Число Рейнольдса |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
fce= w//v =^1,04 - 0,032/ (30 - 10"6) |
1109, |
|
|
|
|
|
|
|||||
Следовательно, |
а = 2 . |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Вакуумметрическая высота |
всасывания (см. уравнение (11.30)] |
|
|
|||||||||
Явак= 0 ,5 + 2 • 1,042/ (2 • 9,81) + 1 8 • 10V (900 • 9,81) = 2,65 |
м. |
|
|
|
Для соблюдения условия (11.29) необходимо снизить значе ние потерь Дрв в уравнении (11.30) теми же способами, что бы ли указаны для увеличения геометрической высоты всасывания Нв. Если условие (11.29) не выполняется, то необходимо умень шить значение геометрической высоты всасывания вплоть до Отрицательного ее значения'—подпора (рис. 11.10,6). Следует Отметить, что при такой схеме уменьшается вероятность подсаг Сывания воздуха насосом.
* В Каталогах некоторых Насосов вместо Явак.доп указывается допустима1*! Геометрическая высота всасывания Я„.доп. В таком случае для бескавитациш!' Ной работы необходимо, чтобы Я п,доп>Яв.
Для насосов с большими частотой вращения вала пк и со противлением распределительных устройств на всасе в катало гах приводят не допустимую-вакуумметрическую высоту всасы вания, а необходимое избыточное, манометрическое давление,
определяемое из уравнения (11.27), по аналогии с уравнением (11.28), следующим образом:
Рм.доп= Л рк.догкЬ Рн.п |
Ра р Щ '/2 . |
( I 1 .3 1) |
Манометрическое давление во всасывающем патрубке в этом |
||
случае, как правило, |
создается подкачным |
насосом 2 (рис. |
11.10, в), подача которого должна быть не меньше подачи основ ного насоса /, а минимальное давление — не меньше допусти мого рм.доп. Обычно подачу и давление такого подкачного насоса принимают несколько большей, чем указанные значения. При этом «лишняя» подача сбрасывается через переливной клапан 3.
11.8.Гидромоторы
11.8.1.Устройство и принцип действия
Роторные насосы (см. 11.4) в принципе могут работать как гид ромоторы. Для этого необходимо в рабочую камеру насоса под вести жидкость с соответствующим давлением.
Рассмотрим принцип действия радиально-поршневого гидро
мотора. |
В результате давления |
рд рабочей |
жидкости (рис. |
||||
11.11, а) |
на поршень в точке В |
(точка касания сферы головки |
|||||
поршня |
и обоймы статора) |
возникает сила |
реакции |
связи R, |
|||
направление |
которой |
(без |
учета |
силы трения) в соответствии |
|||
с аксиомой |
статики, |
нормальное |
как к поверхности |
сферы, так |
и к поверхности обоймы статора в точке их касания. Следова тельно, сила R совпадает с направлением радиуса статора, и ее линия действия проходит через точку О,. Разложим R на две составляющие Р и 7 Сила Р уравновешивается силой Рж, т. е.
Р= Рт = ряш121А, а |
сила 7 = Р Жtg(J |
создает |
момент |
на |
роторе. |
|||
При |
е//?р^0,1 |
(см. |
11.4) |
с ничтожной погрешностью можно |
||||
принять |
tg|l = sinf). |
Тогда |
из |
теоремы |
синусов |
e/sinB = |
||
= OS/sin(ji—<p)=0£/sinq>, |
sin p = esin <p/OB, а сила |
7= |
||||||
=ppjuPe sin <p/(4 ОВ). |
Момент на |
роторе |
|
|
|
|||
М = Т- OB,=pAjwf2e sin <p/4. |
|
|
|
|
(11.32) |
Следовательно, сила Т и момент М изменяются при вращении
ротора по |
синусоидальному закону, аналогично |
изменению |
мгновенной |
подачи поршневых насосов (см. рис. |
11.3), При |
Ф=0, <р = я, |
7=0, М=0, поэтому нельзя создать гидромотор с |
рдним или двумя поршнями. Обычно гидромоторы выполняются так же, как роторные насосы, с нечетным числом поршней 2 ^ 5 .
Рис. 11.11. Схемы гидромо
торов
Сила Р значительно превышает силу Т (см. рис. 11.11,а), поэтому внутреннюю поверхность обоймы статора и головки поршней необходимо изготовлять из материала высокой твердо сти, а так как силе Т противодействует сила трения^ указанные поверхности должны быть хорошо обработаны (отшлифованы). Нередко вместо головок поршней устанавливают подшипники качения.
Принцип действия аксиально-поршневых гидромоторов ана логичен принципу действия радиально-поршневых.
В пластинчатых гидромоторах (рис. 11.11,6) крутящий мо мент создается за счет разности сил давления жидкости (Рг— —Pi) на пластины, образующие рабочую камеру гидромотора. Для более плотного прижатия пластин к поверхности обоймы статора в пазы ротора за пластинами подается высокое давле ние жидкости рд. При горизонтальном расположении вала гид ромотора без подвода этого давления ротор вообще не получит начального момента вращения. В наиболее совершенных гид ромашинах в каждом пазу размещают не одну, а две рядом расположенные пластины, что уменьшает утечки в машине и повышает ее КПД.
В шестеренных гидромоторах (рис. J 1.11, в) момент на рото ре создается за счет разности сил Р, действующих на поверхно сти зуба, находящегося в зацеплении, и зубьев, входящих в полости, образованные внутренними цилиндрическими поверх ностями статора.
или в соответствии с уравнениями |
(11.34) — (11.38), |
Л^д.в=PAQAT1A, |
(11.39) |
где |
|
т)д='ПдоЛдг'Пдм |
(11.40) |
— полный КПД гидромотора; Т1Д.М— механический КПД гидро мотора, зависящий от потерь мощности в подшипниках и уплот нениях. Так как гидравлические и механические потери разде лить весьма трудно, то в каталогах приводят значения только
Лд и Лдо*
Зная мощность на валу УУД>В и частоту его вращения, можно определить момент на валу. В соответствии с уравнениями (11.35), (11.39) и (11.40)
М |
2яяд |
Wte-rtlA.* |
(1141 |
1 |
А (Од |
2я |
' |
где о)д— угловая скорость вращения вала.
П р и м е р . Определим момент гидромотора |
при давлении рд= 10 |
МПа, |
|
рабочем объеме рд= 20 см3 и принятых КПД |
гидромотора — полном |
т]д= |
|
*0,83 и объемном |
т]а о= 0,95. |
|
|
В соответствии |
с уравнением (11.4Г) |
|
|
Мд= Рд<7дЛд/(2 тст]д.о) = 107 *20* 10_6*0,83/(2 *3,14-0,95) =27,8 Н-м.
Под характеристикой гидромотора понимают зависимости Л4д=/г(/гд), А/д.в = /(% ), У)л=Нпц) при постоянных давлении рд, плотности и вязкости жидкости. Последнее ограничение введено по той причине, что при изменении вязкости изменяются утечки ДС?д, а следовательно, и сами характеристики. При ис следовании систем регулирования важна также характеристика
Qn= f (Яд)*
Зависимость фд.п=/(Лд) в соответствии с уравнением (11.33) представляет собой прямую линию, проходящую через начало координат (рис. 11.12,а). Утечки Д<Зд при рд= const также
постоянны [см. уравнение (8.4)], поэтому характеристика рас хода гидродвигателя <2д=/(лд) параллельна (2ДЛ1= /(яд), но смещена по оси ординат на величину утечек Д<Зд, которые зави сят от рд.
Теоретический момент Мд.т=Рд<7д/(2л) не зависит от частоты вращения {см. уравнение (11.41)], поэтому график Мд.т= /(лд) — прямая, параллельная оси абсцисс (см. рис. 11.12, а). В соот ветствии с уравнением (11.41) действительный момент Мя на ва лу гидромотора меньше теоретического из-за гидравлических и механических потерь, суммарное значение которых невелико. Однако, если при лд=0 (фд^Лфд) гидравлические потери близки к нулю (г1д.г« 1 ) и с ростом пл незначительно увеличи ваются пропорционально Qm (см. 11.6), где 2>т>1, то меха нические потери при пд=0 — максимальны (трение покоя боль-
ще трения движения), при этом механический |
КПД т)д.м= 0. |
По этой же причине при па= 0 момент Л4Д« 0 |
[см. уравнение |
(11.41)]. Но уже после страгивания ротора с места механичес кий КПД, а вместе с ним и момент Мд резко возрастают (см. рис. 11.12,а). Практически это выражается в том, что гидро моторы при частотах вращения близких к нулю работают не
устойчиво |
(вал вращается рывками). Достоверно зависимость |
Мд = [(пд) |
можно получить только экспериментальным путем. |
В соответствии с уравнением (11.37) характеристика входной |
|
мощности |
гидромотора Ня=1(пл) при рд = const представляет |
собой аналогично <2д.п=/(яд) прямую линию (рис. 11.12,5). Выходная мощность на валу Нд.в— МдШц. Ее характеристика нелинейна и располагается ниже прямой Уд=/(/1д) на величину суммарных потерь ДУд (см. рис. 11.12,6). Характеристика
КПД т]д= /(Лд) определяется по формуле (11.39). Значения всех параметров при максимальном значении КПД
называются оптимальными: фд.0„т, Мд.0ит, /Уд.в.опт. Номиналь ные (паспортные) значения технических показателей обычно близки к оптимальным.
11.8.3. Высокомоментные гидромоторы
Условно к высокомоментным гидромоторам относятся машины с моментом Мд>2 • 103 Н м. Как видно "Ьз уравнения (11.41), номинальная частота вращения вала этих гидромоторов незна чительная— обычно, лд=30ч-80 мин '1 [12].
Высокомоментные гидромоторы благодаря большой переда ваемой мощности на единицу массы позволяют создавать ком пактный привод, что очень важно для горных машин, работаю щих в стесненных условиях. Это объясняется тем, что габариты асинхронных электродвигателей, наиболее распространенных в горном машиностроении, уменьшаются при увеличении частоты вращения вала. Поэтому приводные электродвигатели горных
* " Рис. 11.13. Схемы гидроцилнндров
машин чаще всего имеют частоту вращения близкую к 1450 мин-1. В отличие от них двигатели исполнительных органов горных машин должны иметь малую частоту вращения вала и большой момент [12]. Применение для этой цели зубчатых ре дукторов приводит к значительному увеличению габаритов всего привода, а следовательно, и машины в целом. Высокомоментные гидромоторы позволяют в принципе отказаться от указанных редукторов.
Обеспечить большой момент гидромотора можно за счет увеличения либо давления рд, либо рабочего объема qA [см. уравнение (11.41)]. Современные гидроприводы горных машин работают на высоких давлениях, поэтому основным фактором при создании высокомоментных гидромоторов является рабочий объем. Проще всего можно увеличить qA в роторных радиально поршневых гидромоторах, где рабочий объем определяется мно гими факторами: числом цилиндров в ряду z [см. рис. 11.4 и уравнение (11.17)], числом рядов цилиндров /л, кратностью действия k (см. рис. 11.2, в). Например, широко распространен
ные |
в механизмах подачи угольных |
комбайнов высокомомент |
|
ные |
гидромоторы типа ДП510 имеют |
параметры: 2=19, т = 2, |
|
£=12, <7Д= 3,6 дм3, Мд= 5200 Н-м, |
лд = 38 мин-1 [12]. |
||
11.9. Гидроцилиндры и поворотные гидродвигатели |
|||
Гидроцилиндры — это объемные |
гидродвигатели с возвратно |
поступательным перемещением выходного звена. Существует большое многообразие конструкций и схем гидроцилиндров (рис. 11.13).
В гидроцилиндре одностороннего действия (а) рабочий ход поршня совершается под действием давления жидкости, а воз врат, если требуемое усилие невелико, — под действием пружи ны или внешних'сил.
В гидроцилиндрах двустороннего действия (б) прямой (сле ва направо) и обратный (справа налево) ходы поршня осуще ствляются под действием давления жидкости. Такие гидроци линдры могут быть с односторонним штоком или с двусторон ним (в) г
Если необходимо обеспечить ход, превышающий длину кор пуса цилиндра, то применяют т е л е с к о п и ч е с к и е гидроци линдры (г), т. е. цилиндры с несколькими штоками. В частно сти, телескопические гидроцилиндры широко используются в гидрофицированных крепях, где необходима большая раздвижность гидравлических стоек.
При высоких значениях давления применяют плунжерные гидроцилиндры (д). Гидроцилиндры с реечной передачей (е), преобразующие поступательное движение штоков в возвратно поворотное движение исполнительного механизма, называются поворотными гидродвигателями. Поворотные гидродвигатели могут быть выполнены по другой схеме (ж), например, в виде поворотного шибера в цилиндре. Поворотные гидродвигатели широко применяются в робототехнике.
Основными техническими показателями гидроцилиндров яв ляются: расход, давление, мощность, КПД, усилие на выходном
звене и скорость его движения, а также диаметры |
поршня D |
и штока d. |
|
Расход гидроцилиндра [см. формулу (11.35)] |
|
Сд==идЕд/г]д.о, |
(11.42) |
где Од'— линейная скорость штока; Рд— рабочая площадь пор
шня.
Для гидроцилиндра двустороннего действия (см. рис. 11.13,6) при прямом ходе рабочая площадь поршня Ед.п= = nD2/4, а при обратном ходе Рд.о=я(Д2—d2)/4.
Усилие на штоке при прямом ходе
Р я. и = |
j |
- Рг (D2-• d*)} 11д. гЛд. м. |
(! 1 |
-43) |
при обратном ходе — |
|
|
||
PA.o = |
f |
l(D2- d2) pt - D2p2]Т1д.Д , м. |
1 |
-44> |
В уравнениях (11.43) и (11.44) рх>рг. Если pi»p2, то эти урав нения можно упростить, подставив в них вместо pi и рг разность
р,—р2= рд:
^'д.л= яЛ)2рдТ|д.гт)д.м/4, |
|
(11.45) |
||
р 'д,о = n(D2- |
d2)РдТ)д.гТ)д.м/4. |
(11.46) |
||
В действительности Р9д . п |
меньше Рд.и на величину |
яс(2/?2Лд.гХ |
||
X т)д.м/4, а |
Я'до |
больше |
Рл.„ на величину nd2(p]—2р2) Лд.гЛд.м/4. |
|
Входная мощность гидроцилиндра определяется аналогично |
||||
Мощности |
гидромотора по формуле (11.37), а выходная — по |
|||
формуле |
(11.39): |
|
|
|
Л^д.в = PHQA1)A= Рд^д* |
|
(11*47) |
||
Усилие на штоке [см. уравнение (11.41)] |
|
|||
Р |
|
=РаР |
|
(11.48) |
Значения объемного, гидравлического имеханического КПД Зависят от типа применяемых уплотнений. Так, в гидроцилинд
рах с резиновыми кольцевымиуплотнениями |
|
т]д.0= 0,984-0,99, |
||||||||||
'Пд.г^ 1 и |
Лд.м ^ 0,85т“0,95. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
П р и м е р . |
Определим |
усилие, |
расход и мощность гидроцилиндра дву |
|||||||||
стороннего действия |
с односторонним выходом |
штока |
при прямом его |
хо |
||||||||
де со скоростью ид=100 мм/с. Давление |
|
pi = 25 |
МПа, |
р2=1,6 МПа, |
диа |
|||||||
метр поршня |
0 = 1 0 0 |
мм, |
диаметр |
штока |
d = 50 |
мм. |
КПД |
гидроцилиндра |
||||
принять: т|д = 0,9, Т1л.о = 0,99. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
Усилие на |
штоке |
[см, уравнение |
(11.43)] |
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
0 |
I2 |
3 |
14 |
|
0,05а) |
1 0 |
9 |
|
||
25•10е■3,14 —-------- 1,6 |
10« —^— |
( 0 ,13 “ |
|
169,8кН. |
||||||||
[ |
|
* |
|
* |
|
|
|
|
|
J и «УУ |
|
|
По уравнению (11.45) |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
- ^ - 0 , 1 4 2 5 - 1.6) 10е• |
s= 167 |
кН, |
|
|
|
|
||||||
|
4 |
|
|
0,99 |
|
|
|
|
|
|
|
|
что меньше истинного значения на 1,7%. |
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
Расход в |
поршневой полости |см. уравнение |
(11.42)] |
|
|
|
|
Л0,1 -3 ^14-0 , 1а
Рд.п-"*------ --- |
------1^0,000793 м^/с=^47,6 л/мин, |
4*U, УУ
Иштокоиой полости —
° ; ‘П3^ 4. (0 ,1 » ~ 0 ,0 5 2) 1=0,006595 м »/с=*35,7 л/мин.
УУ
Мощность ня штоке (см. уравнение (11.47)) №».„=!69,8 0,1 = 16,98 кВт.
Гидроцилиндры широко применяются в горных комбайнах, Механизированных Крепях, погрузочных машинах, бульдозерах, Экскаваторах и Других Машинах.
Под характеристиками гидроцилиидров понимают те же за висимости, что и для гйДромоторов, но в них момент на валу Заменен усилием на Шток^, а Частота вращения — линейной