Ворожцов О. В. Гидропривод. Часть 1

Министерство Образования и Науки РФ
Псковский государственный университет
О. В. Ворожцов
ГИДРОПНЕВМОПРИВОД
ТРАНСПОРТНО - ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН И
ГАРАЖНОГО ОБОРУДОВАНИЯ
Учебное пособие
Рекомендовано к изданию кафедрой «Теория машин и механизмов»
Псковского государственного университета
Псков
Издательство ПсковГУ
2014
Основы работы гидропневмопривода
Гидравлическим (пневматическим) приводом называют совокупность гидравлических или пневматических машин, аппаратов и линий,
служащих для передачи энергии и преобразование движения выходного
звена посредством рабочей среды (жидкости в гидроприводе или воздуха в
пневмоприводе).
Источником энергии в пневмоприводе является компрессор, в гидроприводе – насос. Компрессор или насос преобразуют подводимую к ним
механическую энергию (например, от электродвигателя или двигателя
внутреннего сгорания) в энергию сжатого воздуха или гидравлическую
энергию движущейся жидкости.
Потребителем энергии пневмо- или гидропривода являются пневмоили гидродвигатели, которые преобразуют энергию рабочей среды в механическую энергию.
По назначению различают гидросистемы:
- собственно гидросистемы для создания напора рабочей жидкости
(например, система охлаждения и система смазки автомобиля, система
топливоподачи, работа стеклоочистителя, автомойка);
- гидропривод для преобразования механической энергии входного
звена в механическую энергию выходного звена посредством гидравлической энергии потока рабочей жидкости (например, гидроусилитель руля,
тормозная система автомобиля, гидропривод подъёма кузова автомобиля,
работа гидротрансформатора АКПП).
Гидравлические системы автомобилей и гаражного оборудования,
как и другие гидравлические системы, реализуют свою работу за счёт
энергии потока рабочей жидкости. Удельная энергия потока жидкости
(энергия единицы веса объёма жидкости) определяется уравнением Бернулли. Передачу энергии за счёт жидкости можно осуществить путём изменения любого из членов этого уравнения:
𝑝
𝑉2
𝐻=𝑧+ +
,
𝜌g 2g
где H – полная удельная энергия потока рабочей жидкости (полный
напор);
z – удельная потенциальная энергия положения;
𝑝
𝜌g
𝑉2
2g
– удельная потенциальная энергия давления (пъезометрический напор);
– удельная кинетическая энергия потока рабочей жидкости (скоростной
напор).
В зависимости от вида используемой в гидромашинах энергии гидравлические системы делят на гидростатические (объёмные) и гидродинамические.
Гидростатический (объёмный) привод. В этом приводе гидромашины в основе своего действия используют потенциальную энергию потока
𝑝
жидкости (𝜌g), которая легко преобразуется в механическую работу с помощью гидродвигателей (например, гидроцилиндров). Доля геометриче𝑉2
ского напора (z) и кинетической энергии ( ) для этих приводов не пре2g
вышает 1 … 1,5% полной энергии жидкости, и поэтому не учитывается.
Гидравлический привод, использующий потенциальную и кинетическую энергию движения жидкости
𝑝
𝑉2
(𝜌g + 2g ), называют гидродинамиче-
ским.
Использование различных видов энергии объёмным и гидродинамическим приводом объясняется применением различных конструкций гидромашин, а также выполняемых задач. В объёмном гидроприводе используют объёмные гидромашины, а в гидродинамическом – лопастные.
Пневматические компрессоры также в зависимости от вида создаваемой энергии (потенциальной энергии давления или кинетической энергии
воздушного потока) различают объёмного или динамического типа.
Например, пневмосистемы тормозного привода грузовых автомобилей,
привода движения дверей автобуса, являются системами объёмного типа.
1. Объёмный гидропривод
1.1. Основные понятия и определения
Объёмный гидропривод (ОГП) – это совокупность объёмных гидромашин, гидроаппаратов и вспомогательных устройств, предназначенных
для передачи энергии и преобразования движения выходного звена посредством энергии рабочей жидкости. Структурная схема объёмного гидропривода изображена на рис. 1.1.
Рис. 1.1. Структурная схема объёмного гидропривода
Входным звеном гидропривода является вал насоса, выходным – вал
гидромотора или шток гидроцилиндра, т. е. это звено гидропривода, совершающее полезную работу. Приводящий двигатель (как правило, электродвигатель или ДВС) преобразует механическую энергию вращения вала
в гидравлическую энергию потока рабочей жидкости посредством насоса.
Входными параметрами насоса являются вращающий момент М (Н∙м) и
частота вращения вала n (об/мин), выходными – расход 𝑄 (л/мин) и номинальное давление р (МПа).
В качестве гидродвигателя может использоваться гидромотор, выходными параметрами которого являются вращающий момент М и частота
вращения вала n, или гидроцилиндр, выходными параметрами которого
являются усилие F (кН) и скорость перемещения штока 𝑉 (м/мин). Частота
вращения вала насоса или вала гидромотора часто обозначается угловой
скоростью ω (рад/сек или рад-1), связь которой с частотой оборотов n определяется выражением:
𝜔=
2𝜋𝑛 𝜋𝑛
=
.
60
30
(1.1)
Гидроаппаратура служит для управления и регулирования параметров гидропередачи (давления, расхода, направления движения). К вспомогательным устройствам относят:
- устройства для очистки рабочих жидкостей (фильтры, сепараторы);
- аппараты и приборы для контроля давления (манометры, реле давления и переключатели для них);
- теплообменники (нагреватели и охладители жидкости);
- уплотнения (манжеты, сальники, уплотнительные кольца, прокладки);
- гидролинии (жёсткие и гибкие трубопроводы, каналы);
- аккумуляторы (ёмкости, предназначенные для аккумулирования
энергии рабочей жидкости);
- гидробаки (ёмкости, предназначенные для создания запаса рабочей
жидкости).
Широкое применение объёмных гидроприводов объясняется рядом
их существенных преимуществ перед другими типами приводов. К основным преимуществам объёмного гидропривода можно отнести:
- большую передаваемую мощность на единицу массы привода (масса гидравлических машин в 10…15 раз меньше массы электрических машин такой же мощности);
- широкий диапазон бесступенчатого регулирования скорости выходного звена гидропривода (например, диапазон регулирования частоты
вращения вала гидромотора может составлять 2500…30 об/мин);
- возможность преобразования гидравлической энергии практически
в любой вид движения (поступательного, вращательного или поворотного);
- возможность частых и быстрых переключений при возвратнопоступательных и вращательных прямых и реверсивных движениях;
- простоту предохранения приводного двигателя и элементов гидропривода от перегрузок;
- самосмазываемость трущихся поверхностей при использовании
минеральных и синтетических масел в качестве рабочей жидкости (напри-
мер, при обслуживании мобильных строительно – дорожных машин на
смазку уходит до 50 % всего времени техобслуживания);
- большую плавность работы и малую инерционность;
- упрощённость компоновки агрегатов гидропривода по сравнению с
другими типами приводов.
К недостаткам гидропривода относятся:
- более низкий КПД по сравнению с аналогичными механическими
передачами;
- зависимость характеристик гидропривода от условий эксплуатации
(температуры и давления). От температуры зависит вязкость и текучесть
рабочей жидкости, а понижение значения давления может стать причиной
возникновения кавитации;
- утечки рабочей жидкости через неплотности, особенно при значительных давлениях в системе, что требует высокой точности изготовления
деталей гидрооборудования;
- необходимость обеспечения чистоты рабочей жидкости в процессе
эксплуатации, поскольку наличие большого количества абразивных частиц
приводит к быстрому износу прецизионных пар и увеличению зазоров и
утечек через них, что приводит к снижению объёмного КПД.
1.2. Принцип действия объёмного гидропривода
Работу объёмного гидропривода рассмотрим на примере простейшей
гидропередачи – гидравлического домкрата (рис. 1.2).
Рис. 1.2. Схема гидравлического домкрата:
1 – малый гидроцилиндр (насос); 2 – плунжер; 3 – большой гидроцилиндр
(гидродвигатель); 4 – поршень; 5 – рычаг; 6 – напорная гидролиния
Принцип действия объёмного гидропривода основан на использовании двух главных свойств рабочей жидкости:
- жидкость практически несжимаема;
- она обладает свойством передавать давление по всем направлениям
без изменения (закон Паскаля).
В соответствии с законом Паскаля, пренебрегая при этом гидравлическими сопротивлениями, разностью масс плунжера и поршня, а также
трением плунжера и поршня в уплотнениях цилиндров, заключаем, что
давление в цилиндре 1 и в цилиндре 3 согласно свойствам гидростатики
будут одинаковы (p1 = p2 = p):
𝑝=
𝐹1 𝐹2
=
,
𝑆1
𝑆2
(1.2)
где S1 и S2 – рабочая площадь плунжера 2 и поршня 4 соответственно.
Из уравнения (1.2) следует, что 𝐹2 = 𝐹1
𝑆2
, то есть усилие на поршне
𝑆1
4 (на выходном звене гидропривода) будет определяться отношением
площадей поршня и плунжера. Если учесть, что 𝐹1 = 𝐹
поршне
𝐹2 = 𝐹
(𝑎+𝑏) 𝑆2
𝑏
𝑆1
(𝑎+𝑏)
𝑏
, усилие на
.
Поскольку жидкость несжимаема, то вытесненные объёмы жидкости
𝑊 и расход жидкости 𝑄 в цилиндрах 1 и 3 на основании уравнения неразрывности потока будут равны между собой:
𝑊 = ℎ1 𝑆1 = ℎ2 𝑆2 ,
(1.3)
𝑄 = 𝑉1 𝑆1 = 𝑉2 𝑆2 ,
(1.4)
где h1 и h2 – перемещение плунжера 2 и поршня 4 в цилиндрах;
𝑉1 и 𝑉2 – скорость перемещения плунжера 2 и поршня 4.
Полезная мощность, развиваемая при перемещении плунжера 2 в цилиндре 1, равна 𝑁1 = 𝐹1 𝑉1 . В идеальном случае (без учёта потерь) она
должна быть равна мощности, передаваемой поршню 4 (𝑁2 = 𝐹2 𝑉2 ):
𝑁 = 𝐹1 𝑉1 = 𝐹2 𝑉2 .
(1.5)
Выразим скорость 𝑉1 и 𝑉2 из уравнения расхода (1.4) и подставим её
в уравнение (1.5). Тогда мощность данного гидропривода с учётом уравнения (1.2) будет равна:
𝑁=𝑄
𝐹1
𝐹
= 𝑄 2 = 𝑝𝑄.
𝑆1
𝑆2
(1.6)
Как видно из уравнения (1.6), полезная мощность гидропривода пропорциональна давлению р и расходу 𝑄 рабочей жидкости, то есть увеличение мощности гидропривода можно произвести либо за счёт роста давления р, либо расхода 𝑄.
Увеличение мощности за счёт расхода жидкости нерационально, поскольку увеличение расхода 𝑄 возможно только за счёт увеличения скорости течения жидкости 𝑉 (1.4). Рост скорости 𝑉 течения жидкости ведёт к
резкому увеличению потерь давления ∆р. Потери давления ∆р = ρg∆h
определяются разностью пъезометрических высот ∆h, или потерями напора. Потери напора определяются формулой Вейсбаха (ℎпот = ζ
𝑉2
, где ζ –
2g
коэффициент потерь), то есть потери давления ∆р в гидроприводе пропорциональны квадрату скорости, и в конечном итоге – квадрату расхода (в
общем случае):
2
𝑉2
8𝑄
∆ℎ = ζ = ζ 2 , ∆ℎ~𝑉 2 , ∆ℎ~𝑄2 .
2g
𝜋𝑑 g
(1.7)
Увеличение мощности объёмного гидропривода осуществляется
только за счёт увеличения давления, однако это ведёт к удорожанию всей
системы за счёт достаточно сложной конструкции насосов.
В реальности за счёт сил трения в уплотнениях плунжера и поршня,
наличия сил вязкости жидкости и инерции подвижных частей гидропривода, загрязнения рабочей жидкости, её нагрева в процессе эксплуатации,
утечек жидкости, подводимая мощность на входе Nвх и мощность на выходе Nвых гидропривода не равны между собой. Их отношение определяет коэффициент полезного действия 𝜂 гидропривода:
𝜂=
𝑁вых
𝑁вых
=
< 1,
𝑁вх
𝑁вых +∆𝑁
(1.8)
где ∆N – потери мощности в гидроприводе.
1.3. Энергетические параметры объёмного гидропривода
Энергетические возможности гидропривода полностью характеризуются его мощностью. Согласно (1.8), можно записать:
𝜂=
𝑁вых
𝑁вых
=
,
𝑁вх
𝑁вых +∆𝑁
𝑁вх = 𝑁вых + ∆𝑁,
где ∆𝑁 – потери мощности в гидроприводе.
Потери мощности гидропривода определяются следующими видами
потерь (рис. 1.3):
- объёмные потери или потери расхода ∆𝑄;
- гидравлические потери ∆р;
- механические потери мощности ∆Nм.
Рис. 1.3. Энергетический баланс объёмного гидропривода
Объёмные потери гидропривода ∆𝑄 – это разница между объёмом
𝑄вх поступающей в гидропривод рабочей жидкости и объёмом 𝑄вых на выходе гидропривода:
∆𝑄 = 𝑄вх − 𝑄вых = ∆𝑄н + ∆𝑄га + ∆𝑄гд ,
(1.9)
где ∆𝑄н – объёмные потери в насосе, возникающие вследствие значительной разницы давлений на входе и выходе насоса (часть жидкости через зазоры в элементах конструкции насоса перетекает из напорной линии во
всасывающую);
∆𝑄га – объёмные потери на пути от насоса к гидродвигателю, возникающие вследствие утечек находящейся под давлением рабочей жидкости через уплотнения и зазоры элементов конструкций гидроаппаратов и вспомогательных устройств;
∆𝑄гд – объёмные перетечки в гидродвигателе, возникающие вследствие
значительной разницы давлений на входе и выходе гидродвигателя (часть
жидкости через зазоры в элементах конструкции гидродвигателя перетекает из напорной линии в сливную).
Объёмные потери гидропривода оценивают объёмным КПД:
𝜂о =
𝑄вых
= 𝜂о.н 𝜂о.гд ,
𝑄вх
(1.10)
где 𝜂о.н – объёмный КПД насоса;
𝜂о.гд – объёмный КПД гидродвигателя.
Объёмные потери ∆𝑄га при расчёте гидропривода не учитывают, поскольку при качественной сборке элементов конструкций гидропривода,
соединении гидролиний и надлежащем техобслуживании эти потери практически равны нулю. При необходимости долю внешних утечек учитывают с помощью коэффициента k, который всегда меньше единицы.
Гидравлические потери ∆р – это потери давления в гидросети, которые обусловлены гидравлическими потерями в трубопроводах и каналах
гидропривода и определяются в соответствии с законами гидравлики. Потери давления ∆р характеризуются гидравлическим КПД:
𝜂г =
𝑝гд
𝑝гд
=
,
𝑝н
𝑝гд +∆𝑝
(1.11)
где рн – давление на выходе из насоса;
ргд – давление на входе в гидродвигатель.
Механические потери мощности ∆Nм – это потери, связанные с механическим трением конструктивных элементов гидромашин (например,
потери, обусловленные трением вала в подшипнике скольжения или в
уплотнениях поршня гидроцилиндра). Механические потери проявляются
в снижении силовых параметров гидропривода и определяются механическим КПД:
𝜂м =
𝑁вх −∆𝑁м
,
𝑁вх
(1.12)
∆𝑁м = ∆𝑁н + ∆𝑁гд ,
где ∆𝑁н – механические потери мощности в насосе;
∆𝑁гд – механические потери мощности в гидродвигателе.
Полный КПД гидропривода – это произведение объёмного 𝜂0 , гидравлического 𝜂г и механического 𝜂м КПД. На практике гидравлический и
механический КПД объединяют в одно значение гидромеханического 𝜂гм
КПД. Тогда полный КПД гидропривода:
𝜂 = 𝜂0 𝜂гм .
(1.13)
В объёмном гидроприводе используют объёмные гидромашины, которые по характеру движения вытеснителя рабочей жидкости подразделяются на машины поступательного движения вытеснителя, вращательного и
вращательно – поступательного. Гидромашины поступательного движения
вытеснителя относят к поршневым насосам и гидроцилиндрам, вращательного действия – к роторным насосам и гидромоторам.
В объёмной гидромашине рабочая жидкость перемещается за счёт
периодического изменения объёма занимаемой ею камеры, попеременно
сообщающейся с входом и выходом гидромашины.
1.4. Классификация объёмного гидропривода
В зависимости от конструкции и типа входящих в состав гидропривода элементов объёмный гидропривод можно классифицировать по нескольким признакам, основными из которых являются:
- вид движения выходного звена гидродвигателя;
- тип источника энергии;
- схема циркуляции жидкости;
- возможность регулирования.
По характеру движения выходного звена гидродвигателя различают:
- гидропривод вращательного движения, выходным звеном которого
является вал гидромотора;
- гидропривод поступательного движения, выходным звеном которого является шток гидроцилиндра;
- гидропривод поворотного движения, в котором используется моментный гидродвигатель (поворотный гидромотор), совершающий возвратно – поворотное движение.
По типу источника энергии объёмные гидроприводы делятся на
три группы:
- насосный гидропривод, где источником энергии является объёмный
насос. Насосный гидропривод применяется наиболее широко;
- аккумуляторный гидропривод, где источником энергии является
предварительно заряженный гидравлический аккумулятор. Такие гидроприводы используются в гидросистемах с кратковременным рабочим циклом или с ограниченным числом циклов (например, гидроаккумулятор
применяется в качестве аварийного источника энергии рулевого управления большегрузных автомобилей при выходе из строя гидроусилителя руля);
- магистральный гидропривод, где источником энергии является
насосная станция, которая запитывает несколько гидроприводов. Такие
гидроприводы применяются на СТО.
По характеру циркуляции рабочей жидкости насосные гидроприводы различают:
- с разомкнутой циркуляцией, где рабочая жидкость циркулирует по
схеме: "гидробак → насос → гидроаппаратура и вспомогательные устройства → гидродвигатель → гидробак" (рис. 1.4, а);
- с замкнутой циркуляцией, где рабочая жидкость циркулирует по
схеме: "насос → гидроаппаратура и вспомогательные устройства → гидродвигатель → насос" (рис. 1.4, б).
а)
б)
Рис. 1.4. Структурная схема насосного гидропривода:
а) – с разомкнутой циркуляцией рабочей жидкости;
б) – с замкнутой циркуляцией рабочей жидкости
Достоинства и недостатки гидропривода с разомкнутой и замкнутой
циркуляцией рабочей жидкости сведены в таб. 1.
Таблица 1
Достоинства и недостатки объёмного гидропривода с разомкнутой и
замкнутой циркуляцией рабочей жидкости
С замкнутой
циркуляцией
С разомкнутой
циркуляцией
Тип
Достоинства
1. Простота конструкции;
2. Возможность работы нескольких
гидродвигателей от одного насоса;
3. Естественное охлаждение рабочей
жидкости в гидробаке.
1. Компактность из – за отсутствия
гидробака и меньшее количество рабочей жидкости;
2. Высокое качество регулирования и
реверсирование гидромотора;
3. Наличие подпора рабочей жидкости;
4. Защита гидропривода от проникновения загрязняющих частиц.
Недостатки
1. Возможность проникновения воздуха
в гидросистему;
2. Возможность попадания загрязняющих частиц из внешней среды;
3. Большие габариты;
4. Пониженное давление на входе в
насос (возможность возникновения кавитации).
1. Сложность охлаждения рабочей жидкости;
2. Наличие системы подпитки для восполнения утечек;
3. Невозможность использования гидроцилиндра.
С учётом возможности регулирования объёмные гидроприводы
подразделяют на:
- нерегулируемые гидроприводы, в которых изменяется только
направление движения выходного звена (например, гидропривод механизма подъёма кузова грузового автомобиля);
- регулируемые гидроприводы, в которых имеется возможность изменения скорость движения выходного звена извне по определённому закону(например, гидрообъёмная трансмиссия);
- следящие гидроприводы, в которых движение выходного звена
находится в точном соответствии с величиной управляющего воздействия
(например, рулевая система автомобиля с гидроусилителем, работа вакуумного и гидровакуумного усилителя тормозов).
2. Объёмные гидромашины
Объёмная гидромашина – это устройство, предназначенное для
преобразования механической энергии в гидравлическую энергию потока
рабочей жидкости и наоборот, причём силовое взаимодействие рабочего
органа с рабочей жидкостью происходит в герметичной рабочей камере,
которая попеременно сообщается с входом и выходом гидромашины.
Рабочая камера – это внутреннее пространство объёмной гидромашины, ограниченное её рабочими элементами, периодически изменяющее
свой объём в процессе работы. При увеличении рабочих камер у насосов
осуществляется процесс всасывания, у гидродвигателей – нагнетание. При
уменьшении рабочих камер у насосов происходит процесс нагнетания, у
гидродвигателей – слив рабочей жидкости.
Характерными свойствами объёмных гидромашин, отличающих их
от гидродинамических машин, являются:
- герметичность рабочей камеры;
- способность объёмного насоса создавать вакуум во входном трубопроводе (самовсасывание насоса);
- жёсткость характеристики, т. е. малая зависимость подачи насоса от
развиваемого им давления или малая зависимость скорости движения выходного звена гидродвигателя от нагрузки на нём;
- цикличность рабочего процесса, с чем связана неравномерность подачи насосом рабочей жидкости и возникновение пульсаций.
Гидромашины, преобразующие механическую энергию привода в
гидравлическую энергию потока рабочей жидкости, называются насосами
(генераторы энергии потока рабочей жидкости).
Гидромашины, преобразующие энергию потока рабочей жидкости в
механическую энергию исполнительного механизма, называются гидродвигателями (потребители энергии потока рабочей жидкости).
В зависимости от вида движения выходного звена различают гидродвигатели:
- гидромоторы (с неограниченным вращательным движением выходного звена);
- гидроцилиндры (с возвратно – поступательным движением выходного звена);
- поворотные гидромоторы (с возвратно – поворотным движением
выходного звена).
Гидромашины, которые могут работать как в режиме насоса, так и в
режиме гидромотора, называются обратимыми (насос – моторами).
Гидромоторы, которые имеют возможность вращения в любую сторону, называются реверсивными.
Гидромашины, рабочие параметры которых могут изменяться в процессе работы, называются регулируемыми.
2.1. Основные параметры и обозначения объёмных гидромашин
Основными параметрами гидромашин (табл. 2) являются:
- рабочий объём 𝑊0 ;
- напор гидромашины Н или давление р, создаваемое насосом или
потребляемое гидродвигателем;
- вращающий момент М и частота вращения n или угловая скорость
ω вала насоса и гидромотора, или скорость перемещения штока 𝑉 гидроцилиндра и усилие на нём F;
- подача насоса 𝑄н или расход, потребляемый гидродвигателем 𝑄гд ;
- затрачиваемая и полезная мощность N, и КПД 𝜂.
Таблица 2
Основные параметры объёмных гидромашин
Параметр
Рабочий
объём, см3
Напор, м
Давление,
МПа
Подача, м3/с
Мощность
затраченная,
кВт
Мощность
полезная, кВт
КПД
Насос
Гидродвигатель
𝑊0 = 𝑊к 𝑧𝑘,
где 𝑊к – объём одной рабочей камеры;
𝑧 – количество рабочих камер;
𝑘 – число подач рабочей жидкости из камеры за один рабочий цикл (оборот вала или ход поршня гидроцилиндра)
𝑝
𝑝
𝑝
𝑝
𝐻н = ρg2 − ρg1 ,
𝐻гд = ρg1 − ρg2,
𝑝1 𝑝2
где
и
- пъезометрические высоты на входе и выходе гидромашины
ρg ρg
𝑝н = 𝑝2 − 𝑝1 = ρg𝐻н
𝑝гд = 𝑝1 − 𝑝2 = ρg𝐻гд
где р1 и р2 – давление на входе и выходе гидромашины
Подача насоса
Расход гидродвигателя
1
𝑄н = 𝑄т.н − ∆𝑄н = 𝑄т.н 𝜂о.н,
𝑄н = 𝑄т.гд + ∆𝑄гд = 𝑄т.гд
𝑄т.н = 𝑛𝑊к 𝑧𝑘,
𝜂о.гд
где 𝑄т.н и 𝑄т.гд – теоретическая подача насоса и гидродвигателя;
∆𝑄н и ∆𝑄гд – объёмные потери насоса и гидродвигателя;
𝜂о.н и 𝜂о.гд – объёмный КПД насоса и гидродвигателя;
n – частота вращения вала или количество ходов поршня гидроцилиндра
𝑁з = 𝑝гд 𝑄гд
𝑁з = 𝑀н 𝜔н
где 𝑀н – приводной крутящий момент на валу насоса;
𝜔н – частота вращения приводного вала насоса
𝑁п = 𝑝н 𝑄н
𝑁п = 𝑀гд 𝜔гд
𝑝 𝑄
𝑁
𝜂н = 𝑁п = 𝑀н 𝜔н ,
з
н н
𝜂н = 𝜂о.н 𝜂гм.н ,
𝑄
𝜂о.н = 𝑄 н
т.н
𝑀гд 𝜔гд
𝑁
𝜂н = 𝑁п = 𝑝 𝑄 ,
з
гд гд
𝜂гд = 𝜂о.гд 𝜂гм.гд ,
𝑄т.гд
𝜂о.гд = 𝑄
гд
где 𝜂о.н и 𝜂о.гд – объёмный КПД насоса и гидродвигателя;
𝜂гм.н и 𝜂гм.гд – гидромеханический КПД насоса и гидродвигателя
Условное изображение гидромашин представлено в табл. 3.
Таблица 3
Условное изображение гидромашин
Тип
гидромашины
Нерегулируемая
Гидромашина
Регулируемая
Реверсивная
Обратимая
Насос
Гидромотор
2.2. Поршневые насосы
Поршневые насосы являются наиболее простыми объёмными гидромашинами, которые служат прототипом наиболее совершенных насосов,
применяемых в гидроприводах автомобилей и гаражного оборудования.
Основными элементами поршневого насоса являются:
- рабочий элемент (поршень, плунжер или диафрагма), образующий рабочую камеру и выполняющий роль вытеснителя рабочей жидкости;
- цилиндр или корпус, в котором располагается вытеснитель;
- впускной и выпускной клапаны, которые обеспечивают попеременное
соединение рабочей камеры насоса с всасывающей и нагнетающей линиями.
Рис. 2.2. Схема поршневого насоса с приводом от
кривошипно – шатунного механизма:
1 – корпус; 2 – клапан впускной; 3 – клапан выпускной;
4 – поршень; 5 – шатун; 6 – кривошип
Учитывая наибольшее распространение насосов с поршнем в качестве вытеснителя, рассмотрим принцип работы такого насоса с приводом
от кривошипно – шатунного механизма (рис. 2.2). Приводной вал (на схеме
не показано) через кривошип 6 и шатун 5 приводит в движение поршень 4,
который перемещается возвратно – поступательно в корпусе 1. Насос имеет два клапана – впускной 2 и выпускной 3. Представленный на рисунке
насос имеет одну рабочую камеру и за один оборот вала совершает один
рабочий ход (z = 1, k = 1). Тогда рабочий объём насоса будет равен:
𝑊0 = 𝑊к = 𝑆п 𝐿 = 𝑆п ∙ 2𝑅,
(2.1)
где 𝑆п – площадь поршня;
L – рабочий ход поршня;
R – длина кривошипа 6 (|𝐸𝐷| = 𝑅).
Расчётная подача насоса будет равна:
𝑄н.р = 𝑊к ∙ 𝑛 ∙ 𝜂н ,
(2.2)
где n – частота вращения вала кривошипа;
𝜂н – КПД насоса.
При работе такого поршневого насоса нетрудно заметить, что поршень перемещается между двумя крайними точками 𝐴 и 𝐵, в которых скорость поршня равна нулю. Скорость поршня будет зависеть от угла 𝜑 кривошипа, то есть можно говорить о неравномерности подачи поршневого
насоса при перемещении поршня от точки 𝐴 до 𝐵 (при изменении угла 𝜑 в
пределах 0о ≤ 𝜑 ≤ 180о).
Определим функциональную зависимость действительной (текущей)
подачи насоса от угла поворота кривошипа 𝑄н.т = 𝑓(𝜑). Для этого рассмотрим схему, изображённую на рис. 2.2.
Произвольный ход поршня величиной 𝑋 = |𝐶𝐵| будет равен:
𝑋 = |𝐶𝐵′ | − |𝐵𝐵′ | = |𝐶𝐵′ | − 𝐿ш ,
(2.3)
где 𝐿ш – длина шатуна.
Длина |𝐶𝐵′ | будет равна:
|𝐶𝐵′ | = 𝐿ш cos 𝛽 − 𝑅 cos 𝜑 + 𝑅.
(2.4)
После подстановки выражения (2.5) в (2.4) получим:
𝑋 = 𝑅 − 𝑅 cos 𝜑 − 𝐿ш + 𝐿ш cos 𝛽,
𝑋 = 𝑅(1 − cos 𝜑) − 𝐿ш (1 − cos 𝛽), или 𝑋 = 𝑅 sin 𝜑 − 𝐿ш sin 𝛽.
Учитывая, что угол 𝛽 ≈ 0, окончательно получим:
𝑋 = 𝑅 sin 𝜑.
(2.5)
Текущее значение линейной скорости поршня 𝑉п будет определяться
как приращение координаты 𝑋 за время t:
𝑉п =
𝑑𝑋
𝑑𝜑
= 𝑅 sin 𝜑
= 𝑅𝜔 sin 𝜑.
𝑑𝑡
𝑑𝑡
(2.6)
Учитывая, что текущая подача насоса определяется как 𝑄н.т = 𝑉п 𝑆п ,
получим:
𝑄н.т = 𝑅𝑆п 𝜔 sin 𝜑.
(2.7)
Из выражения 2.7 видно, что текущее значение подачи насоса зависит от угла 𝜑 поворота кривошипа и изменяется по синусоидальному закону (рис. 2.3). Максимальное значение подачи будет происходить при угле
поворота 𝜑 = 90о (sin 90о = 1).
Рис. 2.3. Зависимость текущей подачи от угла поворота
кривошипа однопоршневого насоса
С учётом того, что 𝜔 = 2𝜋𝑛 (частота вращения измеряется в об/сек),
выражение 2.7 можно записать в следующем виде:
𝑄н.т = 𝑅𝑆п 2𝜋𝑛 sin 𝜑.
(2.8)
Основным недостатком поршневого насоса является неравномерность подачи, вызванная чередованием тактов нагнетания и всасывания за
время рабочего цикла. Неравномерность подачи вызывает пульсацию давлений, и как следствие, шум, вибрацию, и усталостные разрушения в
насосной установке. Для уменьшения пульсации применяют поршневые
насосы двухстороннего действия и многопоршневые насосы. Графическая
зависимость подачи от угла поворота кривошипа для двухстороннего и
трёхпоршневого насоса представлена на рис. 2.4.
а)
б)
Рис. 2.4. Зависимость текущей подачи от угла поворота кривошипа:
а) – для двухстороннего насоса; б) – для трёхпоршневого насоса
Неравномерность подачи поршневого насоса характеризуется коэффициентом неравномерности подачи σ, который определяется как:
σ=
𝑄𝑚𝑎𝑥 −𝑄𝑚𝑖𝑛
.
𝑄н.р
Для однопоршневого насоса:
𝑄𝑚𝑎𝑥 𝑅𝑆п 2𝜋𝑛 sin 90о
σ=
=
= 𝜋.
𝑄н.р
2𝑅𝑆п𝑛
(2.9)
Для поршневого насоса двухстороннего действия:
𝑄𝑚𝑎𝑥 𝑅𝑆п2𝜋𝑛 sin 90о 𝜋
σ=
=
= .
𝑄н.р
2𝑅∙2𝑆п𝑛
2
Для трёхпоршневого насоса:
о
𝑄𝑚𝑎𝑥 −𝑄𝑚𝑖𝑛 𝑅𝑆п2𝜋𝑛 sin 90 −𝑅𝑆п2𝜋𝑛 sin(𝜋⁄3) 𝜋
𝜋
σ=
=
= [1 − sin ( )] = 0,14.
𝑄н.р
2𝑅∙3𝑆п𝑛
3
3
Для насосов с чётным числом поршней неравномерность подачи
бóльшая, чем для насосов с нечётным числом поршней.
Снизить неравномерность подачи можно, используя гидравлические
аккумуляторы (рис. 2.5), которые устанавливают на выходе насоса. В данном случае гидроаккумулятор выполняет роль гидравлической пружины,
сглаживая пульсацию давлений.
а)
б)
Рис. 2.5. Однопоршневой насос с гидроаккумулятором:
а) – зависимость текущей подачи от угла поворота кривошипа;
б) – схема насоса с гидроаккумулятором
Поршневые насосы классифицируются по следующим признакам:
- по типу вытеснителей (поршневые, плунжерные и диафрагменные,
рис. 2.2, рис. 2.3, а, б);
а)
б)
Рис. 2.3. Схема насоса с вытеснителем:
а) – с диафрагмой; 1, 2 – клапан выпускной и впускной; 3 – корпус;
4 – шток; 5 – гибкая диафрагма;
б) – с плунжером; 1 – корпус; 2 – подпружиненный клапан; 3 – плунжер;
4 – возвратная пружина; 5 – кулачок
- по характеру движения ведущего звена (прямодействующие, вальные – кулачковые или кривошипно – шатунные);
- по числу циклов нагнетания и всасывания за один двойной ход (одностороннего действия или двухстороннего, рис. 2.4);
- по количеству поршней (одно-, двух- и многопоршневые).
Рис. 2.4. Схема поршневого насоса двухстороннего действия
Насосы с поршнем в качестве вытеснителя являются наиболее распространёнными и могут создавать давления до 30…40 МПа. Скоростные
параметры этих насосов (количество рабочих циклов в единицу времени)
во многом определяются конструкцией клапанов, так как они являются
наиболее инерционными элементами. Насосы с подпружиненными клапанами допускают до 100…300 рабочих циклов в минуту. Поршневые насосы применяются для создания напора воды в автомойках, в компрессорах
кондиционеров.
Насосы с плунжером в качестве вытеснителя способны создавать высокие давления до 150…200 МПа за счёт значительной поверхности контакта между цилиндром и плунжером, что позволяет значительно уплотнить рабочую камеру. Такие насосы используются в системах топливоподачи дизелей.
Диафрагменные насосы просты в изготовлении, имеют малый ход и
не могут создавать большие давления (0,1…0,3 МПа). Применяются в топливных системах карбюраторных двигателей.