735
.pdfПоскольку в замкнутом пространстве гидромуфты взаимодействуют через масло два тела (два колеса), то очевидно, что вращающие моменты на насосном и турбинном колесах одинаковы (Тн = Тт ).
Итак, характерные особенности работы гидромуфты:
–вращающий момент на турбинном колесе создаётся, если скорость т турбинного колеса меньше скорости н насосного;
–вращающий момент на турбинном колесе достигает максимума при т = 0;
–вращающие моменты на колёсах одинаковы (Тн = Тт).
Гидродинамическая муфта асинхронна – скорости ведущего (насосного) и ведомого (турбинного) колёс различны. Скорость ведомого колеса автоматически уменьшается с увеличением нагрузки и наоборот.
14.2. Характеристики гидродинамической муфты
Передаточное отношение. Поскольку гидромуфта асинхронна, для неё применимо понятие передаточное отношение. Традиционно в механике передаточное отношение определяют как отношение скорости ведущего звена к скорости ведомого. Для гидромуфт и гидротрансформаторов, у которых ведомое звено может иметь нулевую скорость, принято определять передаточное отношение как отношение скорости ведомого звена к скорости ведущего:
i = ωт / ωн. |
(14.1) |
Величина i изменяется от нуля (турбина остановлена вследствие перегрузки, т = 0) до единицы (на турбине нет нагрузки, т = н), т.е. 0 i 1.
КПД гидромуфты:
|
Рт |
|
Тт |
т |
|
т |
i, |
(14.2) |
Рн |
|
н |
н |
|||||
|
Тн |
|
|
|
||||
где Рт – мощность на валу турбинного колеса; Рн – мощность на валу насосного колеса. Ниже будет показано, что равенство η = i справедливо при 0 ≤ i ≤ 0,95.
Вращающий момент на насосном колесе. Как показано в главе 13, вращающий момент Тн на колесе лопастного насоса пропорционален величине комплекса н2D25н .
В качестве безразмерного коэффициента пропорциональности принят коэффициент вращающего момента :
T 2D5 |
, |
(14.3) |
|
н |
н 2н |
|
|
где D2н – наибольший диаметр насосного колеса гидромуфты.
Величина λ зависит от нагрузки на турбинном колесе Тт и передаточного отноше-
ния i. Максимальное значение величины бывает при т = 0 и находится в пределах от
1 10-3 до 5 10-3 .
Характеристики гидромуфты Тн = f (i) и = f (i) при н = const имеют примерный вид, изображенный на рис. 14.4. При i > 0,95 КПД резко уменьшается и при i = 1 становится равным нулю. Это объясняется тем, что в диапазоне малых нагрузок полезная мощность на турбинном колесе стремится к нулю, а мощность на насосном колесе уменьшается до некоторой малой, но конечной величины, расходуемой на преодоление сил трения в подшипниках и других местах муфты.
Поскольку вращающий момент Тн (см. формулу (14.3)) зависит от квадрата скорости н, а коэффициент λ зависит от передаточного отношения i, то заводы-изготовители приводят более информативную и универсальную характеристику муфты в виде зависимостей между её безразмерными параметрами: = f (i) и η = f (i) (рис. 14.5). Это позволяет рассчитать значения Тн при любых сочетаниях значений i и н. Очень важно
131
при этом знать свойство подобных гидромуфт – их характеристики = f (i) и = f (i) одинаковы. Понятие о подобии муфт будет рассмотрено ниже.
Рис. 14.4. Характеристики гидромуфты |
Рис. 14.5. Характеристики гидромуфты |
|
при н = const |
||
в виде зависимостей её безразмерных параметров |
Особо выделяют два режима работы гидромуфты:
– режим застопоренной турбины, в котором i = 0;
|
= 0 = max; |
|
– номинальный или расчетный режим, в котором |
|
i = 0,95; = max = 0,95; = p. |
|
На рис. 14.6 изображены нагрузочные характери- |
|
стики гидромуфты Тн = f ( н), построенные при фикси- |
Рис. 14.6. Область существования |
рованных значениях . Одна характеристика соответст- |
нагрузочных характеристик |
вует режиму застопоренной турбины (λ = λо), другая – |
гидромуфты |
номинальному режиму (λ = λр). Заштрихована область |
существования нагрузочных характеристик.
Формула (14.3) и характеристика = f (i) позволяют рассчитать зависимость Тн =
=f( н) для любого режима работы гидромуфты.
14.3.Назначение, устройство и работа гидротрансформатора
|
|
Назначение – передача и уве- |
|||||
|
|
личение (трансформация) вращаю- |
|||||
|
|
щего |
момента, |
автоматическое |
|||
|
|
уменьшение |
скорости турбинного |
||||
|
|
колеса при увеличении нагрузки, за- |
|||||
|
|
щита двигателя от перегрузки. |
|
||||
|
|
Гидротрансформатор (ГТ) име- |
|||||
|
|
ет как минимум три колеса с криво- |
|||||
|
|
линейными лопатками (рис. |
14.7): |
||||
|
|
1 – насосное колесо, соединенное с |
|||||
|
|
ведущим валом 6; 2 – турбинное ко- |
|||||
|
|
лесо, соединенное с ведомым валом |
|||||
|
|
7; 3 – направляющее или реакторное |
|||||
|
|
колесо (реактор). |
|
|
|||
|
|
Реактор |
3 |
неподвижен |
при |
||
|
|
больших нагрузках на валу 7 и вра- |
|||||
|
|
щается вместе с турбинным колесом |
|||||
|
|
при малых нагрузках. Это обеспечи- |
|||||
Рис. 14.7. |
Гидродинамический трансформатор |
вает обгонная муфта 5, соединяющая |
|||||
реактор |
3 с неподвижным корпусом |
||||||
|
|
||||||
132
4 при больших нагрузках. Трансформатор с обгонной муфтой называют комплексным. Он работает в режиме трансформатора при больших и в режиме муфты при малых нагрузках.
Межлопаточное пространство колёс 1, 2, 3 заполнено гидравлическим маслом. Предусмотрена система охлаждения масла – насос Н1 и охладитель АТ.
Обозначим: Н – насосное колесо; Т – турбинное колесо; Р – реактор; v, u, w – абсолютная, окружная и относительная скорости масла; индексы: 1 – вход в колесо; 2 – выход из колеса.
Колесо Н лопатками вовлекает масло во вращательное движение. Под действием центробежных сил масло устремляется на периферию, где переходит на лопатки турбины и динамическим (скоростным) давлением создаёт на ней вращающий момент. Отдав турбине часть энергии, масло через реактор возвращается в насосное колесо.
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
На рис. 14.8 схематично показаны форма |
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
лопаток колёс Н, Т, Р, векторы скоростей масла |
|||||||
|
|
|
|
υ2Р |
на входах и выходах колёс, направления сил и |
|||||||||||||
|
|
|
|
5 |
|
|||||||||||||
|
||||||||||||||||||
|
|
|
|
|||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
вращающих моментов, с которыми масло дей- |
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
ствует на колеса. Лопатки насосного колеса |
|||||||
Р |
|
FР;TР |
|
|||||||||||||||
|
|
загнуты назад по отношению к направлению |
||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
υ1Р |
(при ωР = 0) |
вращения, а лопатки турбины изогнуты так, |
||||||||||||||
|
|
|
|
|
чтобы сила давления масла на них была наи- |
|||||||||||||
|
|
|
|
υ2Т |
|
|
|
большей. |
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Масло, входя на лопатки турбины со ско- |
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
ωТ |
ростью |
v1т |
v2н , давит на них, создаёт вра- |
||||||
Т |
|
щающий момент Тт и заставляет турбину вра- |
||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
FТ; TТ |
щаться. Как и в гидромуфте, условием созда- |
||||||||
υ1Т |
|
ния вращающего момента является отставание |
||||||||||||||||
|
|
|
турбинного колеса от насосного, т.е. т < н. |
|||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
υ2Н |
|
|
|
На лопатки реактора масло приходит со |
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
u2Н |
скоростью v1р v2 т , давит на их вогнутые по- |
|||||||||||||||||
w2Н |
||||||||||||||||||
верхности и создаёт вращающий момент Тр об- |
||||||||||||||||||
|
ωН |
|||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
ратного направления по отношению к моменту |
|||||||||
Н |
|
FН;TН |
Тт на колесе Т. Этим моментом обгонная муфта |
|||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
будет замкнута (заклинена) на корпус транс- |
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
форматора, колесо Р заторможено. |
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Масло идёт через колёса в последова- |
|||||||
Рис. 14.8. Скорости масла на переходах |
тельности Н – Т – Р – Н. Роль реактора Р в том, |
|||||||||||||||||
чтобы развернуть поток в сторону вращения |
||||||||||||||||||
Н – Т, Т – Р и Р – Н гидротрансформатора |
||||||||||||||||||
насосного колеса и тем самым уменьшить не- |
||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
обходимый на разгон масла вращающий мо- |
|||||||
мент Тн. Благодаря этому момент на насосном колесе меньше, чем на турбинном.
В трансформаторе взаимодействуют через масло три колеса. На рис. 14.8 символами Тн, Тт, Тр обозначены вращающие моменты на колёсах Н, Т и Р, созданные силами давления масла Fн, Fт, Fр. В установившемся движении величины Тн, Тт, Тр удовлетво-
ряют условию равновесия: Тн – Тт +Тр= 0, откуда |
|
Тт Tн Тр . |
(14.4) |
Вращающий момент на турбинном колесе больше момента на насосном колесе на величину момента на реакторе. В этом проявляется редуцирующее действие транс-
133
форматора – он увеличивает вращающий момент на ведомом валу при одновременном уменьшении его скорости.
Трансформатор может передать возросший момент, если увеличится разность скоростей н – т. Происходит это автоматически – при увеличении нагрузки на турбинном колесе его скорость уменьшается. При уменьшении нагрузки скорость турбинного колеса увеличивается.
При малых нагрузках скорость турбинного колеса увеличивается настолько, что вектор скорости масла v1р v2т направлен на выпуклые (тыльные) поверхности лопаток
реактора (на рис. 14.8 вектор этой скорости изображен пунктиром). На реакторе возникает момент одного знака с моментом Тт, обгонная муфта размыкается, реактор начинает вращаться вместе с турбинным колесом. Гидродинамическая трехколесная машина – гидротрансформатор становится двухколесной, т.е. гидромуфтой, которая при малых нагрузках имеет высокий КПД.
В некоторых трансформаторах реактор по ходу движения масла установлен не между Т и Н, а между Н и Т. Масло идёт по пути Н – Р – Т – Н. В этом случае реактор разворачивает поток, чтобы он под большим углом входил на лопатки турбины и увеличивал на ней вращающий момент.
14.4. Характеристики гидротрансформатора
Передаточное отношение: i = ωт / ωн.
При изменении нагрузки на турбине величина i изменяется от нуля (режим застопоренной турбины) до единицы (режим холостого хода), т.е. 0 i 1.
Коэффициент трансформации вращающего момента: |
|
k Tт /Tн . |
(14.5) |
Величина k достигает максимума, равного 2,5…3,5, при i = 0. После перехода |
|
трансформатора в режим муфты устанавливается равенство Тт = Тн, тогда k = 1. |
|
КПД гидротрансформатора: |
|
η = Рт /Рн =Ттωт/(Тнωн)= ki, |
(14.6) |
где Рт = Тт т – мощность на валу турбинного колеса; Рн = Тн н – мощность на валу насосного колеса.
КПД гидротрансформатора равен произведению коэффициента трансформации k на передаточное отношение i.
Вращающий момент на насосном колесе:
Т |
н |
2D5 |
, |
(14.7) |
|
н 2н |
|
|
где – коэффициент вращающего момента на насосном колесе; D2н – наибольший диаметр рабочей полости насосного колеса.
Графики изменения характеристик гидротрансформатора Тн, Тт и в функции передаточного отношения i изображены на рис. 14.9. В интервале 0 i 0,8 величина Тт больше Тн. При i = 0 отношение k = Тт/Тн достигает максимума (от 2,5 до 3,5). При i0,8 трансформатор переходит в режим муфты. При 0,8 i 0,95 отношение Тт /Тн = 1.
Графики, изображенные на рис. 14.9, характеризуют конкретный трансформатор при фиксированной угловой скорости насосного колеса. Более информативны графики, на которых показаны не функции Тт = f(i) и Тн = f(i), а соотношения между безразмерными характеристиками: k = f (i), = f (i) и = f (i) (рис. 14.10), которые для всего семейства подобных трансформаторов одинаковы и позволяют определить величины Тт, Тн и для любого из подобных трансформаторов во всех режимах работы.
134
Рис. 14.9.Характеристики |
Рис. 14.10. Характеристики гидротрансформатора |
гидротрансформатора при н = const |
в виде зависимостей его безразмерных параметров |
Для выбора трансформатора необходимо знать значения коэффициентов k и при работе в режиме застопоренной турбины (kо и о при i = 0) и номинальном режиме (kр ир при i 0,6 и = max). Нагрузочные характеристики трансформатора при работе в этих режимах можно рассчитать, используя формулу (14.7). Графики нагрузочных характеристик трансформатора аналогичны характеристикам гидромуфты (см. рис. 14.6).
14.5. Выбор гидродинамических муфт и трансформаторов
На рис. 14.11 изображены |
|
|
|
|
|
a) |
|
|
б) |
||
четыре варианта соединения гид- |
|
|
|||
ромуфты или гидротрансформа- |
|
|
|
|
|
тора с двигателем машины: |
|
|
|
|
|
– непосредственное соеди- |
|
|
|
|
|
нение вала насосного колеса с |
|
|
|
|
|
валом двигателя при отсутствии |
|
|
|
|
|
в) |
|
|
|
|
|
отбора мощности от двигателя |
|
|
г) |
|
|
|
|||||
(рис. 14.11, а); |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
– соединение через согла- |
|
|
|
|
|
сующую (повышающую или пони- |
|
|
|
|
|
жающую) передачу при отсутствии |
|
|
|
|
|
отборамощности(рис.14.11,б); |
|
|
|
|
|
– непосредственное соеди- |
|
|
|
|
|
нение при наличии отбора мощ- |
|
|
|
|
|
ности (рис. 14.11, в);
– соединение через согласующую (повышающую или понижающую) передачу при наличии отбора мощности (рис. 14.11,г).
Схема соединения, изображённая на рис. 14.11, г, является наиболее общей.
Критерии правильности выбора гидромуфты (ГМ) и гидротрансформатора (ГТ) к двигателю можно сформулировать в видедвух условий:
а) номинального вращающего момента двигателя достаточно для привода насосного колеса при работе ГМ или ГТ в номинальном режиме;
б)максимального вращающего момента двигателя достаточно для привода насосного колеса при работе ГМ или ГТ в режиме застопоренной турбины.
Ниже рассмотрены алгоритмы выбора гидромуфты к электродвигателю и гидротрансформатора к дизельному двигателю при непосредственном их соединении с валом двигателя и отсутствии отбора мощности (см. рис. 14.11, а).
135
Выбор ГМ и ГТ для других схем соединения отличается лишь тем, что вращающий момент и угловую скорость насосного колеса следует вычислять с учётом передаточного отношения u и КПД η согласующей передачи, а также величины отбираемого от двигателя вращающего момента То на привод вспомогательных механизмов.
Выбор гидромуфты для работы с электродвигателем
Задана механическая характеристика д = f (Tд) асинхронного короткозамкнутого электродвигателя (рис. 14.12). Обозначено: Тдн и дн – номинальный вращающий момент и номинальная угловая скорость; Тдм и дм – максимальный вращающий момент и соответствующая ему угловая скорость вала двигателя.
Необходимо выбрать гидромуфту из ряда подобных. Их безразмерные характеристики должны быть известны и изображены аналогично рис. 14.5.
Учитывая, что у короткозамкнутого электродвигателя максимальный вращающий момент Тдм в два – три раза превышает номинальный момент Тдн, в качестве главного принято условие а, т.е. одновременность номинальных режимов работы двигателя и муфты:
Тн =Тдм = рρ 2 |
D5 |
. |
(14.8) |
дн |
2н |
|
|
Отсюда определить наибольший диаметр рабочей полости D2н насосного колеса. Из ряда подобных выбрать муфту с ближайшим меньшим диаметром D2н. Затем проверить соблюдение условия б, т.е. неопрокидывание электродвигателя при работе муфты в режиме застопоренной турбины:
Тдм ≥ оρ 2 |
D5 |
. |
(14.9) |
дм |
2н |
|
|
Если гидромуфта выбрана правильно, её нагрузочная характеристика Тн = f ( н), вычисленная при значении = о, пересекает механическую характеристику двигателя д = f(Tд) (см. рис. 14.12) справа от точки Тд = Тдм (условие защиты двигателя от перегрузки и опрокидывания при остановке турбинного колеса). Нагрузочная характеристика, вычисленная при = р, должна пересечь механическую характеристику двигателя в точке, соответствующей примерно номинальному режиму его работы (Тд Тдн).
Если существующий ряд гидромуфт редкий и не удается подобрать гидромуфту с требуемым диаметром D2н (муфта или велика и перегружает двигатель, или мала и существенно его не догружает), тогда между двигателем и
муфтой устанавливают согласующую передачу.
Передаточное отношение согласующей передачи определяют из условия одновременности номинальных режимов работы электродвигателя и муфты:
Тдн uспηсп = рρ(ωдн/u)2 D5 |
. |
(14.10) |
2н |
|
|
Из уравнения (14.10) вычислить необходимое передаточное отношение согласующей передачи uсп. Передача будет одноступенчатая цилиндрическая, КПД ηсп ≈ 0,97.
Если муфта для непосредственного соединения с двигателем велика, величина u, найденная из уравнения (14.10), будет больше единицы (понижающая передача). И наоборот.
136
Выбор гидротрансформатора для работы с дизельным двигателем
Задана механическая характеристика д= f (Tд) дизельного двигателя (рис. 14.13). На ней обозначены номинальный Тдн и максимальный Тдм вращающие моменты и соответствующие им угловые скорости дн идм. Необходимо выбрать трансформатор из ряда подобных, безразмерные характе-
ристики которых известны. Трансформатор и согласующая пере-
дача подобраны к дизелю правильно, если: а) при работе ГТ в номинальном режиме (η = ηmax; λ = λр; k = kр) он нагружает двигатель вращающим моментом примерно равным номинальному моменту двига-
теля Тдн; б) при работе ГТ в режиме останов-
ленной (заторможенной) турбины он нагружает двигатель моментом, не превы-
Рис.14.13. Проверка правильности выбора |
шающим максимальный момент двигателя |
|
гидротрансфороматора к дизелю |
||
Тдм (условие незаглохания дизеля при пе- |
||
|
регрузке рабочего органа).
Условия а (одновременность номинальных режимов работы дизеля и трансформатора) записывается в виде:
Т |
дн |
|
2 |
D5 |
. |
(14.11) |
|
р |
дн |
2н |
|
|
Из (14.11) вычислить D и из ряда подобных трансформаторов выбрать ближайший меньший. При непосредственном соединении вала дизеля с валом насосного колеса условие б имеет вид:
Тдм = λоρ 2 |
D5 |
. |
(14.12) |
дм |
2н |
|
|
Если ближайший меньший трансформатор в номинальном режиме существенно не догружает дизель (на 10 и более процентов), установить между дизелем и трансформатором повышающую (согласующую) передачу, передаточное отношение uсп которой можно определить из условия а, записав его в виде:
|
|
|
|
2 |
|
||
Тднuсп сп |
Тн |
р |
дн |
|
D25н , |
(14.13) |
|
uсп |
|||||||
|
|
|
|
|
|
||
где ηсп – КПД передачи (ηсп ≈ 0,97).
Из (14.13) вычислить uсп и затем проверить условие б:
|
|
|
2 |
|
||
Тдмuсп сп |
о |
дм |
|
D25н . |
(14.14) |
|
uсп |
||||||
|
|
|
|
|
||
Достоинства гидродинамических передач:
–автоматическое уменьшение скорости рабочего органа или механизма пере-
движения машины при росте нагрузки и наоборот – увеличение скорости при уменьшении нагрузки. Это упрощает кинематическую схему привода и облегчает управление машиной;
–защита двигателя машины от перегрузок.
137
Недостаток гидродинамических передач – низкий КПД. Например, КПД трансформатора даже в номинальном режиме не превышает 0,85. При нагрузке выше номинальной КПД гидромуфты и гидротрансформатора стремится к нулю. К нулю стремится КПД и при малых нагрузках. Как отмечено выше, для увеличения КПД гидротрансформатора при малых нагрузках его выполняют комплексным, автоматически переходящим в режим гидромуфты при i 0,8.
Контрольные вопросы
1. Назначение, устройство и работа гидродинамической муфты (ГМ). 2. Необходимые условия передачи вращающего момента гидромуфтой. 3. Почему одинаковы по величине вращающие моменты на насосном и турбинном колесах ГМ? 4. Основные размерные и безразмерные характеристики ГМ. 5. Изобразите графики изменения безразмерных характеристик ГМ. Обозначьте на этих графиках характерные режимы работы ГМ (номинальный и режим застопоренной турбины). 6. Зависимости для расчёта нагрузочных характеристик ГМ при её работе в режиме застопоренной турбины и в номинальном режиме. 7. Назначение, устройство и работа гидродинамического трансформатора (ГТ). 8. Необходимые условия передачи вращающего момента гидротрансформатором. 9. Почему вращающий момент на турбинном колесе трансформатора больше, чем на насосном? Какова функция реактора при расположении колес в последовательностях Н – Т – Р и Н – Р – Т? 10. При каких условиях комплексный ГТ работает в режиме гидромуфты? С какой целью многие ГТ выполнены комплексными? При каком значении передаточного отношения комплексный ГТ переходит в режим ГМ? 11. Основные безразмерные характеристики ГТ (передаточное отношение, коэффициент трансформации крутящего момента, КПД). 12. Зависимость для определения вращающего момента на валу насосного колеса ГТ. Изобразите примерный вид нагрузочных характеристик ГТ при работе в номинальном режиме и режиме застопоренной турбины. 13. Изобразите графики изменения безразмерных характеристик ГТ. Обозначьте на этих графиках характерные режимы работы ГТ (номинальный и режим застопоренной турбины). 14. Сформулируйте условия и опишите процедуру подбора ГМ к электродвигателю. 15. Сформулируйте условия и опишите процедуру подбора ГТ к дизельному двигателю. 16. Изобразите наиболее общую схему соединения ГМ и ГТ с двигателем. 17. В каких случаях между двигателем и трансформатором устанавливают согласующую передачу? В каком случае эта передача будет ускоряющей или замедляющей?
15.СТРУКТУРА, ПАРАМЕТРЫ
ИТИПОВЫЕ СХЕМЫ ПНЕВМАТИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ
15.1. Структурная схема пневматического привода
Компрессорная установка 2, трубопроводы и клапаны 3, пневмодвигатель 4 (рис. 15.1) образуют пневматическую передачу (ПП).
Рис. 15.1. Структурная схема пневмопривода:
1 – первичный двигатель (внутреннего сгорания или электрический); 2 – компрессорная установка; 3 – трубопроводы
и клапаны; 4 – пневмодвигатель (пневмоцилиндр или пневмомотор); 5 – механическая передача привода рабочего органа (по необходимости); 6 – рабочий орган; 7 – система управления
138
В состав компрессорной установки (рис. 15.2) входят: 2.1 – компрессор (машина для всасывания из атмосферы, сжатия и вытеснения воздуха); 2.2 – охладитель воздуха; 2.3 – влагоотделитель; 2.4 – ресивер (пневматический аккумулятор).
Рис. 15.2. Структурная схема компрессорной установки
Преимущества пневматического привода:
–доступность воздуха;
–пожаробезопасность;
–экологическая чистота. Отработавший воздух после выхлопа из пневмодвигателей не загрязняет окружающую среду, если в нём специально не распыляли смазочное масло.
Недостатки пневматического привода:
–низкий КПД;
–малое давление воздуха и, как следствие, большие габариты элементов пневмопередачи и относительно малая передаваемая мощность;
–необходимость осушения воздуха;
–шум, возникающий при выхлопе в атмосферу отработавшего воздуха;
–нестабильность скорости пневмодвигателей вследствие сжимаемости воздуха.
15.2. Основные параметры и физические свойства воздуха. Характеристики воздушного потока
Воздух– это в основном смесь азота ( 78 %) и кислорода ( 21 %). На долю других газов (аргон, водород, диоксид углерода и др.) приходится менее 1 %. В воздухе практически всегда присутствуют водяной пар и случайные примеси.
Основные параметры воздуха
Давление р есть результат сжимающего действия внешних сил. Оно равно отношению нормальной силы F, равномерно распределенной по площади А, к величине этой площади, т.е. р = F/А. Единица давления – паскаль, Па (1 Па =1 Н/м2). На практике применяют также единицы: кПа – килопаскаль (103 Па), МПа – мегапаскаль (106 Па),
а также бар (1 бар = 100000 Па = 0,1 МПа ≈ 1 атм). 1 атм = 101325 Па.
Различают давления – абсолютное ра и избыточное ри. Избыточное давление меньше абсолютного на 1 атм или примерно на 0,1 МПа; ри = ра – 101325 Па.
Избыточное давление измеряют манометром. За нулевую точку его шкалы принято атмосферное давление. В теоретических расчетах используют абсолютное давление.
На транспорте и в строительстве в основном применяют пневматические приводы и системы управления с давлением от 0,6 до 1,0 МПа, а для сжатия воздуха используют одноступенчатые компрессоры объёмного типа– поршневые, винтовые и пластинчатые.
Абсолютная или термодинамическая температура, К (кельвин). Её значение равно температуре в градусах Цельсия (Международная практическая шкала), увели-
ченной на 273,16, т.е. К = С + 273,16.
Плотность = m/V, кг/м3, т.е. отношение массы воздуха m к его объёму V. Величина зависит от давления, температуры и влажности воздуха. Плотность сухого воз-
139
духа при нормальных условиях (температура Т = 20 С = 293 К; абсолютное давление р = 1 атм) равна 1,205 кг/м3. С увеличением давления существенно уменьшается объём и увеличивается плотность воздуха.
Величину 1/ обозначают v и называют удельным объёмом, м3/кг.
Основные физические свойства воздуха
Сжимаемость – это свойство изменять объём и плотность при изменении давле-
ния. Это свойство характеризуют коэффициентом объёмного сжатия.
Температурное расширение проявляется в изменении объёма при изменении тем-
пературы. Его характеризуют температурным коэффициентом объёмного расширения. Вязкость. Это свойство обусловлено наличием в воздухе сил внутреннего трения.
Касательные напряжения между двумя соседними слоями воздуха, движущимися с различными скоростями, определяются той же зависимостью, что и для капельной жидкости: τ = ρdv/dy, где – кинематическая вязкость воздуха; ρ – плотность воздуха; dv/dy – градиент скорости, характеризующий интенсивность изменения скорости от слоя к слою.
При Т = 273 К = 0 С кинематическая вязкость сухого воздуха = 13,2 10-6 м2/с.
С понижением температуры вязкость воздуха несущественно уменьшается (в отли-
чие от капельных жидкостей, у которых с понижением температуры вязкость существенно увеличивается).
Удельная теплоёмкость – это количество теплоты, необходимое для нагревания одного килограмма воздуха на один градус. Различают удельные теплоёмкости при постоянном давлении ср и при постоянном объёме сv. В диапазоне температур от – 40 С до +100 С эти величины для сухого воздуха практически постоянны: ср = 1004 Дж/(кг К); сv = 727 Дж/(кг К). Отношение ср / сv = k = 1,4 – показатель адиабатического процесса.
Разность ср – сv = R = 287 Дж/(кг К) – газовая постоянная.
Характеристики воздушного потока
Объёмный расход Q, м3/с, – это отношение объёма воздуха, прошедшего через поперечное сечение потока, ко времени. Объёмный расход Q можно вычислить умножением площади поперечного сечения потока А на среднюю по поперечному сечению скорость воздуха υс, т.е. Q = А υс. Скорость воздуха в трубопроводах от 10 до 20 м/с.
Массовый расход Qm, кг/с, – это отношение массы воздуха, прошедшего через поперечное сечение потока, ко времени. Величины массового Qm и объёмного Q расходов связаны очевидным соотношением: Qm = Q, где – плотность воздуха.
Мощность потока сжатого воздуха Р равна произведению объёмного расхода на механическую энергию в единице объёма: Р = QEv.
Энергия в единице объёма потока воздуха, Дж/м3. По аналогии с капельной жидко-
стью единица объёма движущегося сжатого воздуха переносит механическую энергию:
ЕV = ЕVвн + ЕVp + ЕVк, где ЕVвн – внутренняя потенциальная энергия, сообщённая единице объёма воздуха при его сжатии в компрессоре; ЕVр – потенциальная энергия внешнего статического давления, сообщенная компрессором единице объёма сжатого воздуха при вытеснении; ЕVк – кинетическая энергия в единице объёма движущегося воздуха.
В пневмопередачах строительных и дорожных машин соотношение между со-
ставляющими переносимой энергии: ЕVвн: ЕVp: Е Vк ≈ 49:49:2.
КПД пневмопередачи: η = Рвых /Рвх, где Рвых – мощность на выходе (на валу пневмомотора или штоке пнвмоцилиндра); Рвх – мощность на входе (на валу компрессора).
Из трёх составляющих механической энергии, переносимой воздушным потоком, величина ЕVк мала из-за малости плотности воздуха ρ. Составляющая ЕVвн велика, но
140