Гидравлика

Н_г.н. - геометрическая высота нагнетания, м;

hп.в. - потери напора во всасывающем трубопроводе, м;

hп.н. - потери напора в нагнетательном трубопроводе, м.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 4 Схема проектируемой установки для перекачки воды



Лекция 12

Высота всасывания центробежного насоса

Высота всасывания насоса строго ограничена условиями его работы на стороне всасывания и зависит от ряда физических факторов. Высота всасывания зависит от разряжения (вакуума), которое создает центробежный насос на всасывающей стороне рабочего колеса. Высота всасывания насосов предопределяет правильное размещение насосных агрегатов относительно уровня перекачиваемой жидкости, что в свою очередь влияет на капитальные затраты при строительстве. Различают геометрическую и допустимую вакуумметрическую высоту всасывания. Для объяснения обратимся к рисунку 5.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 5 Схема для определения высоты всасывания

Геометрической высотой всасывания называют разность отметок между осью колеса и уровнем жидкости в источнике или резервуаре, из которого она перекачивается.

Подъем жидкости к рабочему колесу на всасывающей стороне происходит вследствие избытка атмосферного давления на свободной поверхности перекачиваемой жидкости над абсолютным давлением у входа в колесо; эта величина и есть вакуум (вакуумметрическая высота всасывания), создаваемый насосом

где р_а - атмосферное давление, м; р₁ - абсолютное давление на всасывающей стороне колеса, м: Н_вак - вакуумметрическая высота, м. вод. ст.; - объемный вес жидкости (для воды принимают 1000 кгс/м³).

Установим зависимость между геометрической и вакуумметрической высотами всасывания. Для чего воспользуемся уравнением Д. Бернулли и напишем его для сечений 0-0 и 1-1 при этом за плоскость сравнения приме сечение 0-0:

(14)

где p_a/ - атмосферное давлением в метрах столба перекачиваемой жидкости;

V²/2g - скоростной напор на свободной поверхности в резервуаре в метрах столба перекачиваемой жидкости;

p₁/ - абсолютное давление во всасывающем патрубке в сечении 1-1 в м столба перекачиваемой жидкости

Н_г.в. - геометрическая высота всасывания в м столба перекачиваемой жидкости

V²/2g - скоростной напор во всасывающем патрубке в м столба перекачиваемой жидкости h_п.в. - потери напора во всасывающем патрубке в м столба перекачиваемой жидкости. Величина очень мала ввиду небольшой скорости подхода V и ею можно пренебречь; тогда

(15)

где т - вакуум, в метрах столба перекачиваемой жидкости в сечении 1-1, обозначим Н_вак

Учитывая это уравнение (15) примет вид

(16)

Примечание: Допустимая вакуумметрическая высота всасывания приводится в каталогах насосов.

Атмосферное давление зависит от высоты местности над уровнем моря. Чем больше высота, тем меньше давление. Учитывая вышеизложенное вакуумметрическая высота всасывания определяем по формуле6

(17)

где Н_а - атмосферное давление в данной местности, м.вод.ст.

10 - нормальное атмосферное давление, м.вод.ст.

Кроме вышеизложенного, высота всасывания зависит от температуры. Чем выше температура жидкости, тем выше упругость ее паров, а отсюда тем меньше допустимая высота всасывания и может наступить такой момент, когда упругость паров будет настолько высокой, что произойдет вскипание и разрыв потока жидкости: подача жидкости насосом прекратится.

Для определения геометрической высоты всасывания с учетом температуры жидкости воспользуемся уравнением (14). Запас энергии насоса равен

(18)

Входящее в первую часть уравнения абсолютное давление для нормальной работы насоса должно быть больше упругости насыщенных паров жидкости при данной температуре во избежание вскипания, т.е.

где h_t - упругость насыщенных паров жидкости при данной температуре

h - кавитационный запас напора.

Используя уравнение (18), имеем

(19)

Из этого уравнения находим допустимую геометрическую высоту всасывания

(20)

где - допустимая геометрическая высота всасывании, его значение дается в каталогах и паспортах насосов.



Определение рабочей точки насоса и регулирование режима его работы

Определение рабочей точки - рабочего режима насоса производится совмещением на одном графике в одинаковых масштабах характеристика насоса с характеристикой насосной установки, т.е. с кривой потребного напора (см. рис. 6)

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 6 Определение рабочей точки насоса

Кривая потребного напора для трубопровода с насосной подачей строится по уравнению:

(21)

где Н_ст = Н_р + h_c - статический напор установки

Н_г - геометрическая высота подъема жидкости;

h_с - свободный напор который должен быть обеспечен в конечном сечении

K - сопротивление насосной установки

m - показатель, зависящий от режима движения жидкости.

На рис. 6 точка А, пересечения кривых Н и Н_потр, называется рабочей или режимной: Н_А - соответствующий ей потребный напор: Q_А - соответствующая ей фактическая подача.

Чтобы изменить режим работы насоса, необходимо изменить характеристику насосной установки или характеристику насоса. Первую можно изменить при помощи регулирующей задвижки - регулированием + дросселированием. Если задвижку прикрыть, то сопротивление в трубопроводе увеличится, и точка пересечения характеристик насоса и насосной установки переместится влево (из точки А в В). Способ не экономичен, но очень простой.

Характеристика насоса будет другой, если изменить частоту вращения (см. рис. 7 и 8).

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 7 Изменение характеристики насосной установки при помощи регулирующей задвижки

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 8 Изменение характеристики насосной установки, измененной с помощью частоты вращения

Например, при увеличении вращения вала колеса его характеристика сместится вверх и точка пересечения характеристик Н и Н_потр переместится по характеристике насосной установка (из точки А в точку В). Способ экономичен, но необходим привод с переменной частотой вращения.

Подобие центробежных насосов. Перерасчет характеристики насоса на другую частоту вращения

При конструировании и изготовлении нового насоса его характеристики получаются путем испытания модели. Полученные зависимости переносят затем на натурную машину по законам гидродинамического подобия. Для обеспечения гидродинамического подобия требуется геометрическое, кинематическое и динамическое подобие.

Геометрически подобными называются такие насосы, в которых размеры основных элементов подобны, т.е. имеют одинаковое число лопаток, одинаковые углы наклона, конструкцию привода и отвода и др. Кинематическое подобие насосов означает подобие треугольников (параллелограммов), скоростей для любых сходственных точек рабочих колес. Для динамического подобия необходимо равенство чисел Рейнольдса.

Подача подобных насосов, работающих в подобных режимах, пропорциональная кубу линейного масштаба «» моделирования, а также первой степени частоты вращения.

(22)

где индекс «М» относится к модели, а «Н» к натурной машине.

Напор, развиваемый подобными насосами в подобных режимах, пропорционален второй степени линейного масштаба подобия и частоты вращения.

(23)

Мощность насосов пересчитывается по формуле:

(24)

Если рассматривать подобные режимы работы одного и того же насоса (=1) при разных частотах вращения рабочего колеса, то выражение (22) и (24) примут вид

(25)

Пользуясь зависимостями (25), можно пересчитывать основные характеристика насоса с одной частоты вращения на другую. Если дана зависимость величины H и Q при и аналогичная кривая для то характеристика насоса может быть получена перерасчетом абсцисс точек (подач) первой кривой пропорционально отношению частот вращения, а ординат точек (напоров) пропорционально квадрату этого отношения. Таким путем можно получить серию характеристик одного и того же насоса для ряда разных частот вращения n₂; n₃ и т.д. При изменении частоты вращения характеристика Q - H насоса меняется. При увеличении значения n она поднимается верх. При уменьшении опускается вниз (рис. 8). Рабочая точка А при этом начнет перемещаться по направлению характеристики трубопровода (точки В и С).

Эффективная область работ насоса находится в интервалах высоких КПД. Допустимое отклонение от максимального КПД в ту или другую сторону не должно превышать 5 - 7%.

Последовательная и параллельная работа насосов на сеть

Рассмотрим принцип совместной работы дух насосов на общую сеть (трубопровод). Насосы могут включаться в сеть различно: последовательно для увеличения напора, параллельно для увеличения расхода и смешанно.

Эффективность работы будет максимальной, когда характеристики насосов одинаковы или мало отличаются одна от другой.

На рис. 9 дано графическое решение задачи последовательно работы насосов.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 9 Последовательная работа центробежных насосов на сеть

Эквивалентная характеристика получатся сложением напоров первого и второго насосов при любом расходе Q. Пересечение ее с кривой Н_потр неразъемного трубопровода дает рабочую точку А, а далее легко определяется как расход Q_A так и напоры .

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 10 Параллельная работа центробежных насосов

На рисунке 10 показано графическое решение задачи о параллельной работе центробежных насосов на один магистральный трубопровод. Кривые (Q-H)_I и (Q-H)_II построены для первого и второго насосов; Н_потр характеристика трубопровода. Так как при параллельном включении насосов в сеть напоры их одинаковы, а производительности суммируются, то эквивалентная характеристика установки строится путем сложения производительности отдельных насосов соответствующих какому-либо напору.

Коэффициент быстроходности

В зависимости от соотношения параметров Q, H, n изменяется проточная полость насоса в основном рабочего колеса. Для характеристики рабочего колеса в соответствии с заданными параметрами применяется понятие (или критерий) коэффициент быстроходности насоса:

где Q - подача, м³/с; n - частота вращения, об/мин.

Физический смысл этого критерия заключается в том, что n_S частоты вращения эталонного (геометрически подобного данному) насоса, создающего при работе на воде напор, равный 1 м (Н=1м), и развивающего мощность N = 0,736 кВт при наибольшем значении КПД насоса.

Если насос имеет рабочее колесо с входным диаметром Д₁, внешним диаметром Д₂ и шириной колеса на входе b₂, то подобный ему насос будет иметь следующие размеры: KD₁. KD₂ и Kb₂. Коэффициент К называется масштабным коэффициентом.

Коэффициент быстроходности определяет тип проточной части при оптимальном режиме его работы.

От критерия n_S зависит также форма характеристик насоса, и наряду с подачей Q он при заданной частоте вращения определяет значения максимально достижимого КПД.

Область значений n_S менее 35 об/мин покрывается насосами объемного типа. Ряд энергетических насосов, например, питательные, имеют довольно низкий n_S= 37 - 70 об/мин с целью получения высокого напора при относительно малых подачах. Этим иногда объясняется невысокий КПД и недостаточно благоприятная форма кривой H-Q таких насосов.

По коэффициенту быстроходности составлена гидравлическая классификация насосов, сопоставляются типы рабочих колес, подбираются насосы для данных условий; изучаются насосы по уменьшенным моделям.



Достоинства и недостатки центробежных насосов

К достоинствам центробежных насосов относятся:

1. Компактность и простота конструкции.

2. Простота соединения с электродвигателем и другими силовыми установками, что повышает УПД установки.

3. Простота пуска и регулирования.

4. Плавная работа.

5. Экономичность в эксплуатации.

6. Надежности, долговечность в работ и возможность применения для перекачки любых жидкостей.

К недостаткам относятся:

1. Низкий КПД малых насосов.

2. Сложность отливки рабочего колеса

3. Необходимость заполнения жидкостью корпуса насоса перед пуском.

Гидравлическая турбина

Гидравлическая турбина - это двигатель, преобразующий энергию жидкости в механическую энергию вала турбины, которая затем преобразуется обычно в электрическую энергию. Электрогенератором, смонтированном на одном валу с турбиной.

Основной частью гидротурбины является рабочее колесо, имеющее лопатки специального профиля. По принципу работы, гидротурбины делятся на активные и реактивные. Активными называются турбины, в которых используется только кинетическая энергия струи, а давление на входе и выходе равно атмосферному.

В реактивных турбинах давление при входе воды в рабочее колесо турбины больше, чем из него.

Основное уравнение лопастной гидравлической турбины имеет следующий вид:

Из этого уравнения видно, что наибольшее использование энергии воды будет в том случае, когда угол ₂ = 90⁰ и абсолютная скорость имеет радиальное направление, т.е. С₂cos 90⁰ = 0.

Обычно гидравлические турбины конструируют с радиальным отводом воды. В этом случае основное уравнение лопастей гидравлической турбины будет иметь следующие вид:

Как в теории центробежных насосов, для классификации и подбора гидравлических турбин используется понятие о коэффициенте быстроходности (см. раздел ц/б насосы). В турбинах коэффициентом быстроходности называется частота вращения такой эталонной гидравлической турбины, которая при напоре Н = 1 м создает мощность N = 0,736 кВт.

Из этого уравнения следует, коэффициент быстроходности n_S характеризует тип рабочего колеса и соотношение его основных размеров.



Лекция 13

Общие свойства объемных насосов и их классификация

Объемный насос - это насос, в котором подача жидкости происходит благодаря вытеснению ее из рабочих камер вытеснителями. Вытеснителями служат поршень, плунжер, винт, пластина и т.д. В насосе может быть одна или несколько рабочих камер. Число вытеснителей принимают равным числу рабочих камер или меньшим. Жидкость подаётся объемным насосом характерными порциями, что обуславливает неравномерность подачи по времени и пульсации скоростей и давлений во всасывающем и напорном трубопроводах.

Рассмотрим устройство и принцип действия поршневого насоса (рис. 11).

Поршневой насос состоит из рабочей камеры 1, внутри которой имеются всасывающий и нагнетательные клапана, цилиндра 5, поршня 3, совершающего возвратно-поступательные движения внутри цилиндра, всасывающего 2 и напорного 6 патрубков. Для преобразования вращательного движения кривошипа 9 в возвратно-поступательное движение поршня служит шток 4, ползун 7 и шатун 8.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 11 Схема поршневого насоса

Ниже приведены описания наиболее распространенных конструкций поршневых насосов (рис. 12). В зависимости от назначения, условий работы и конструктивных особенности, поршневые насосы классифицируются следующим образом:

- по роду действия: насосы простого действия, двойного, тройного и четвертного действия и дифференциальные;

- по устройству поршня: собственно поршневые и плунжерные (скальчатые);

- по расположению цилиндров: горизонтальные и вертикальные;

- по способу соединения с двигателем: приводные и прямодействующие.

Размещено на http://www.allbest.ru/

а б в

Рис. 12 Схемы поршневых насосов: а - насос двойного действия; б - насос дифференцированного действия в) плунжерный насос

В приводных насосах поршень соединен с двигателем посредством передачи. В прямодействующих насосах поршень непосредственно соединен о штоком двигателя.

Поршневой насос одинарного действия работает следующим образом. В цилиндре насоса поршень (или плунжер) совершает возвратно-поступательное движение (см. рис.12а). При движении поршня слева направо в цилиндре образуется разряжение, под действием которого жидкость из водоёма поднимается по всасывающей трубе. Открывается всасывающий клапан, жидкость поступает в цилиндр насоса, заполняя пространство, освобожденное поршнем, нагнетательный клапан при этом закрыт, и препятствует поступлению жидкости из напорного трубопроводов в цилиндр насоса. При обратном движении поршня давление в цилиндре возрастает, в результате чего всасывающий клапан закрывается, а нагнетательный открывается, и жидкость вытесняется в нагнетательный трубопровод. Таким образом, за один оборот вала, двигателя (двойной ход поршня) в насосе происходят (1 раз) всасывающее и (1 раз) нагнетание.

Насос двойного действия отличается от насоса одинарного действия тем, что он имеет две пары клапанов. В то время как в одной половине насоса происходит нагнетание, в другой всасывание. Это в значительной степени повышает равномерность работы насоса.

Насос тройного действия - три насоса одинарного действия, приводимые в движение т общего коленчатого вала. Насос четверного действия состоит из двух насосов двойного действия, приводимых в движение от общего коленчатого вала.

Дифференциальный насос (рис. 12 б) представляет собой по устройству промежуточную конструкцию между насосами одинарного и двойного действия. Напорный трубопровод, идущий от нагнетательного клапана, соединен в насосе с полостью цилиндра, в котором скользит поршень. Поэтому при всасывании, когда нагнетательный клапан закрыт, во второй полости цилиндра происходит вытеснение некоторого количества жидкости, определяемого разностью диаметров поршня и штока. При обратном движении поршня в напорный трубопровод попадает только часть жидкости, которая заполняет освободившееся при прямом ходе поршня пространство рабочей камеры. Если площадь сечения штока будет вдвое меньше, чем площадь поршня, то количество подаваемой жидкости за каждый ход окажется равным.

В плунжерном насоса (рис. 12 в) вместо дискового поршня применен плунжер (скалка), имеющий форму цилиндра. Плунжер не соприкасается со стенками цилиндра насоса, и поэтому цилиндр насоса не нуждается в обработке. Уплотнения зазора в месте выхода плунжера из цилиндра достигают при помощи сальника, что значительно проще и надежнее, чем уплотнение поршня. Поэтому плунжерные насосы чаще всего применяют для получения высокого давления.

Теоретическая секундная подача объемного насоса

Подача несжимаемой жидкости при отсутствии внутренних и внешних утечек через зазоры и при бескавитационной работе определяется по формуле:

(1)

де q - рабочий объем насоса, или теоретическая подача за один оборот вала;

n - частота вращения вала насоса в минуту

Действительная подача , где ₀ - объемный КПД насоса

По характеру процесса вытеснения жидкости из рабочих камер объемные насосы делят на поршневые и роторные.

На рис. 13 приведена простейшая схема действия поршневого насоса одноразового действия. Цикл работы насоса складывается из чередующихся процессов всасывания и нагнетания. Текущее значение теоретической подачи изменяется по закону синуса угла поворота кривошипа (рис. 12.а.).

Существенным недостатком описанного насоса является прерывность подачи, т.е. прекращение ее в период всасывания. От этого недостатка свободен поршневой насос двойного действия (см. рис. 13 б), в котором работают две стороны камеры и две пары клапанов, , где f - площадь поперечного движения штока. График подачи такого насоса показан на рис. 13 б..

Неравномерность подачи поршневых насосов можно уменьшить двумя способами: 1. увеличение числа рабочих камер, 2. использованием гидропневмоаккумуляторов (воздушных колпаков).

Для оценки неравномерности подачи всех объемных насосов служит коэффициент неравномерности подачи у:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 13 а

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 13 б

Рабочий объем такого насоса - , S - ход поршня и площадь.

(2)

Для поршневого насоса одностороннего действия = , для насоса двустороннего действия = /2, для трехпоршневого насоса = 1,047.

Высота всасывания поршневого насоса

Неравномерное движение поршня, приводимого кривошипно-шатунным механизмом, является причиной неустановившегося движения перекачиваемой жидкости во всасывающем и нагнетательном трубопроводах. В условиях неустановившегося движения, давление р_в в цилиндре насоса, в том числе в период всасывания, является функцией времени. Практически очень важно знать закон изменения давления в цилиндре в разных положениях поршня.

Если принять, что давление на поверхности жидкости в расходном резервуаре равняется атмосферному, то разность напоров представляет собой удельную энергию, затрачиваемую на всасывание жидкости. Она расходуется на подъем жидкости Н_в, на преодоление гидравлических сопротивлений на линии всасывания (h_в), а также преодоление инерции жидкости (h_иж), находящейся во всасывающем трубопроводе и в цилиндре насоса и инерции всасывающего клапана (h_k):

(3)

Отсюда может быть найдено значение р_в в данный момент времени

(4)

Установлено, что инерционный напор имеет максимальное значение в начале хода поршня (х = а) и может быть определен по формуле:

(5)

где l_B - длина всасывающего трубопровода: f_B - площадь поперечного сечения всасывающего трубопровода; - угловая скорость; r - радиус кривошипа.

В начале хода поршня р_в приобретает минимальное значение

(6)

Для нормальной работы насоса, при которой жидкость безотрывно движется за поршнем, необходимо, чтобы соблюдалось условие - (где р_ин - упругость насыщенного напора)

Несоблюдение этого условия приводит к явлению кавитации.

Из формулы (6) определяется допустимая высота всасывания.

Индикаторная диаграмма

Рабочий цикл поршневого насоса может быть графически описан на бумаге специальным прибором - индикатором. График изменения давления в цилиндре за один полный оборот кривошипа называется индикаторной диаграммой. На рис. 14 показана такая диаграмма насоса простого действия с воздушными колонками.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 14 Индикаторная диаграмма насоса простого действия с воздушными колонками

При движении поршня слева направо (процесс всасывания) давление в цилиндре насоса резко падает по линии «аб» (линия «ав» не вертикальная из-за податливости стенок цилиндра и сжимаемости жидкости) и переход затем в волнистую лини. «бв». Далее, при наличии воздушного клапана на всасывающей линии, поддерживающего постоянство давления, линия «вн» остается практически горизонтальной на протяжении всего хода всасывания. При обратном движении поршня (ход нагнетания) давление в цилиндре от р_вс, поднимается до давления р_наг по прямой «гд». Начало сжатия жидкости сопровождается колебаниями давления в цилиндре (линия «де»). В дальнейшем воздушный колпак на нагнетательном трубопроводе будет поддерживать давление р_наг почти постоянным (линия «еа»). При повторном рабочем цикле этот график будет повторяться.



Лекция 14

Свойства роторных насосов, их классификация

Роторный насос - это объемный насос, в котором вытеснение жидкости происходит из перемещаемых рабочих камер в результате вращательного или вращательно-поступательного движения вытеснителей. К роторным насосам относятся шестеренные, пластинчатые, роторно-поршневые и винтовые насосы. В роторных насосах вытеснение жидкости происходит из перемещаемых рабочих камер в результате вращательного или вращательно-поступательного движения вытеснителей, что делает излишним всасывающий и напорный клапана.

Основные свойства роторных насосов, отличающие их от поршневых: а) обратимость - способность работать в качестве гидродвигателей. Роторный насос, обращенный в двигатель, называется гидромотором; б) максимально допустимые значения частоты вращения для роторных насосов n = (3 - 5)10³ об/мин у поршневых насосов в 10 раз меньше; в) более высокая равномерность подачи, что достигается большим числом рабочих камер; г) жидкость, на которой работают роторные насосы, должна быть отфильтрованной, неагрессивной и смазывающей.

По характеру движения вытеснителей класс роторных насосов делится на два подкласса: роторно-вращательные (шестеренные, винтовые) и роторно-вращательно-поступательные (роторно-поршневые, пластинчатые).

Теоретическая секундная подача роторного насоса, как и любого объемного насоса, выражается через его рабочий объем и частоту вращения . Действительная подача жидкости Q меньше Q_T вследствие утечек через зазоры, учитываемых объемным КПД.

Момент М_т на валу насоса и рабочий объем насоса при отсутствии потерь энергии связан формулой

где р - давление насоса.

Механические потери энергии в насосе увеличивают момент

где _М - механический КПД

Мощность насоса

где т - угловая скорость ротора; N_п - полезная мощность насоса; = _0М - КПД насоса. Для роторных насосов можно гидравлический КПД _г = 1.

Шестеренные насосы

Шестеренные насосы выполняются с шестернями внешнего и внутреннего защемления.

Шестеренные насосы применяют в открытых системах гидроприводов, а также для перекачки различных жидкостей, не содержащих твердых частиц.

Шестеренные насосы отличаются простотой устройства и надежностью в эксплуатации, небольшим количеством высокоскоростных и изнашивающихся деталей, малой стоимостью, габаритами и весом.

Насосы с внешним защемлением (см. рис. 15) обычно представляют собой пару одинаковых зубчатых колес с эвольвентным защемлением, заключенных в плотно охватывающий их корпус.

Во всасывающей полости насоса жидкость заполняет впадины между зубьями обеих шестерен, а затем происходит замыкание этих объемов и перемещение их по дуге окружности в напорную полость насоса.

Производительность объемного насоса определятся из формулы:

Для шестеренного насоса при условии, что площадь зуба равна площади впадины, площадь вытеснителя

где h - высота зуба; b - его ширина и скорость

Рис. 15 Схема шестеренного насоса

где D_н.о. - диаметр начальной окружности; - угловая скорость

Теоретически подачу насоса можно выразить через его характерные размеры, если предположить, что насос подает непрерывный слой жидкости толщиной равной высоте зуба 2m/m и шириной b:

где D_н.о. - диаметр начальной окружности; D_н.о. = mz; Z - число зубьев шестерни.

Для насосов с числом зубьев от 3 до 16 применяют уточненную формулу (заменяют 2 коэффициентом 6,5)

Коэффициент неравномерности подачи = 0,22 0,14 (для z = 8 16).

Объемный КПД насоса

Шестеренные насосы обычной конструкции создают давление 5 - 10 мПа.

Недостатки насоса - невозможность регулирования рабочего объема, поэтому шестеренные насосы снабжаются переливочными предохранительными клапанами.

Пластинчатые насосы

Пластинчатый насос - это насос с вытеснителями в виде шиберов-пластин. Пластинчатые насосы однократного двукратного действия.

Рис. 16 Схема пластинчатого насоса

На рисунке 16 приведена простейшая схема пластинчатого насоса однократного действия. При вращении ротора пластины совершают возвратно-поступательное движение в пазах ротора. Под действием центробежных сил (а иногда и сил давления жидкости, подводимой со стороны вращения) пластины прижимаются к внутренней поверхности статора, и тем самым обеспечивается герметичность. Ротор расположен эксцентрично относительно внутренней поверхности статора; благодаря этому рабочие камеры, ограниченные двумя соседними пластинами и поверхностями статора и ротора, при вращении последнего сначала увеличиваются, а затем после замыкания уменьшаются. В соответствии с этим происходит заполнение камер жидкостью, затем ее вытеснение в полость нагнетания. Пластинчатые насосы вследствие невысокой герметичности неспособны создавать давление более 5 - 7 МПа. Достоинство их является то, что они могут быть выполнены с регулируемым рабочим объемом за счет эксцентриситета. Этот объем можно найти по следующей приближенной формуле:

где R - радиус внутренней поверхности статора;

l - эксцентриситет;

и b - соответственно толщина и ширина пластины

z - число пластин

Подача насоса за секунду определяется по формуле:

где ₀ = 0,75 0,98

Пластинчатые насосы применяются в гидроприводах наряду с шестеренными насосами.

Радиальные роторно-поршневые насосы

Роторно-поршневой насос с радиальным расположение рабочих камер и вытеснителей (плунжеров) относительно оси вращения ротора показано на рис. 17.

Рис. 17 Схема радиального роторно-поршневого насоса

Ротор расположен эксцентрично относительно статорного кольца. При вращении ротора плунжеры совершают относительно него возвратно-поступательное движение в цилиндрах. Роль распределительного устройства выполняет пустотелая ось с уплотнительной перегородкой, на которой помещается вращающийся ротор. При вращении последнего в направлении указанном стрелками, рабочие камеры своими анналами поочередно соединяются с отверстием, через которое жидкость всасывается, и с отверстием через которое происходит нагнетание жидкости. При прохождении рабочих камер насоса через нейтральное положение их каналы перекрываются уплотнительной перегородкой. При перемещении поршней от центра рабочие камеры соединяются с полостью всасывания, а при перемещении к центру с полостью нагнетания.

Рабочий объем насоса

где d и z - диаметр плунжера и число плунжеров

Секундная подача насоса

где ₀= 0,7 0,9

Статорное кольцо насоса можно перемещать относительно подвижной оси ротора и тем самым менять эксцентриситет, а следовательно и рабочий объем насоса. Рабочих камер в насосе в одном ряду обычно бывает 5 - 7 и реже 9. Цилиндры могут располагаться и в несколько рядов (обычно не более трех), благодаря чему достигается большая подача жидкости и её равномерность. Кроме того, для увеличения подачи применяются насосы многократного действия, в которых статорное кольцо имеет специальный профиль.

Принцип многократности и многорядноти роторно-поршневых насосов положен в основу создания высоко-моментных гидромоторов, т.е. насосов, обращенных в гидродвигатели.

Радиальные насосы, как и другие роторно-поршневые насосы способны создавать давление до 20 40 МПа.

Аксиальные роторно-поршневые насосы

Роторно-поршневой насос, у которого ось вращения ротора параллельна осям рабочих камер и поршней (плунжеров) или составляет с ними угол 45⁰, называется максимальным. Такие насосы выполняют либо с наклонным диском (см. рис. 18), либо с наклонным блоком. При вращении ротора плунжеры совершают возвратно-поступательное движение в рабочих камерах, при этом камеры через отверстия сообщаются поочередно с дугообразными окнами, одно из которых является всасывающим, а другое - нагнетательное.

Рис. 18 Схема аксиально-поршневого насоса с наклонным диском

Давление, создаваемое рассматриваемым насосом сожжет быть того же порядка, что и давление предыдущего насоса, а регулирование рабочего объема может осуществляться изменение угла наклона диска.

Ход каждого плунжера h = Dtg следовательно при числе плунжеров z и их диаметра d рабочий объем наоса будет равен

A секундная подача

где ₀ - объемный КПД, значение которого принимается 0,95 0,98; Z - число поршней (пять, семь или девять). Коэффициент неравномерности подачи роторно-поршневых насосов с нечетным числом поршней

Характеристика роторных насосов

Характеристикой роторных насосов называется зависимость напора (или давления р_нас) от подачи Q при постоянной частоте вращения n. Хотя в каталогах насосов обычно приводят значения Q и КПД в функции давления, но указанная выше зависимость удобна для выполнения графоаналитических расчетов. Так как теоретическая подача Q_т любого объемного насоса не зависит от давления (Q=q) то теоретическая характеристика изображается вращательной прямой. Однако действительная подача Q меньше теоретической на величину расхода утечек q_ут жидкости через зазоры в насосе из полости нагнетания в полость всасывания (рис. 19).

Расход утечек можно считать пропорциональным давлению р при постоянной вязкости . Отсюда вытекает, что действительная характеристика роторного насоса изобразится наклонной прямой (рис. 19), при этом Q = Q_T - q_ут.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 19 Характеристика роторно-поршневых насосов



Лекция 15

Гидравлический привод

Совокупность гидромашин, гидроаппаратов и вспомогательных устройств, предназначенная для передачи энергии и преобразования движения посредством жидкости, называется гидроприводом.

Привод состоит из двигателя, передачи, механизмов управления и вспомогательных устройств.

Название привода обычно соответствует типу применяемой передачи.

Различают электрический, механический, пневматический, гидравлический и другие приводы. В электрическом приводе движение передается и преобразуется посредством электричества; в механическом - посредством твердых тел; в пневматическом - сжатым воздухом, а в гидравлическом - жидкостью под давлением.

Обязательными элементами гидропривода является насос и гидродвигатель.

Передачей называют устройство для преобразования движения двигателя в движение рабочего органа машины. При использовании одной и той же передачи (например, гидродинамической) в комбинации с различными двигателями (например, двигателем внутреннего сгорания или электродвигателем) получают различные свойства привода. Поэтому характеристика привода складывается из характеристик двигателя и передачи, что находит отражение и в названиях приводов: дизель-электрический, электрогидравлический и др.

Каждая передача имеет входное (ведущее) и выходное (ведомое) звенья. В передаче вращательного движении входным звеном может быть вал, например насоса, а выходным звеном поступательно перемещающий поршень в гидроцилиндре. Однако входным звеном может быть и поступательно-перемещающий поршень, например, поршень главного тормозного цилиндра в безнасосной системе управления тормозами.

Основные элементы гидропривода

В общем случае в состав насосного гидропривода входят гидропередачи, гидроаппараты, кондиционера рабочей жидкости, гидроемкости и гидролинии

Гидропередача - часть насосного гидропривода, предназначенная для подачи движения от приводного двигателя к машинам и механизмам. Простейшая гидропередача состоит из насоса, гидродвигателя и гидролинии. Иногда в сложных системах работают одновременно несколько насосов и гидродвигателей.

Гидроаппараты применяются для регулирования параметров потока рабочей жидкости (давления и расхода), а также для изменения или поддержания неизменным направления потока жидкости.

Кондиционеры рабочей жидкости (гидроочистители и теплообменные аппараты) предназначены для получения ее необходимых качественных показателей.

Гидроёмкости (гидробаки, Гидроаккумуляторы) предназначены для содержания в них рабочей жидкости с целью использования её в процессе работы гидропривода.

Гидролинии (гидросеть) - устройства для прохождения рабочей жидкости. Конструктивно гидролинии представляют собой трубы, рукава, колена, тройники и т.д.

В состав гидропривода могут входить гидропреобразователи, выполняющие функцию преобразования энергии одного пока рабочей жидкости с определенным значением давления в энергию другого потока с другим (обычно большим) значением давления. Рассмотрим принцип действия простейшего гидропривода (рис. 20)

Рабочая жидкость из бака 7 через фильтр 9 и всасывающую гидролинию 10 засасывается насосом 2, (см. рис. 20а) в котором происходит преобразование механической энергии в гидравлическую. После насоса жидкость по напорной гидролинии 3 подводится к распределителю 4. При нейтральном положении запорного элемента распределителя, жидкость свободно сливается по сливной гидролинии 6 в бак 7 - насос работает в холостую. Шток гидроцилиндра 5 (гидродвигатель) неподвижен так как запорным элементом распределителя 4 рабочая жидкость «заперта» в поршневой и штоковой полости.

При смешении запорного распределителя 4 вниз (см. рис. 20б) жидкость от насоса через распределитель 4 поступает в поршневую полость гидроцилиндра 5, и его поршень под действием перепада давления давлений перемещается вниз, выдавливая жидкость из токовой полости через распределитель 4 в бак.

Размещено на http://www.allbest.ru/

а)

Размещено на http://www.allbest.ru/

б)

Размещено на http://www.allbest.ru/

в)

Рис. 20 Принципиальная схема насосного гидропривода

При смещении запорного элемента распределителя 4 вверх (см. рис. 20 в) жидкость насоса попадает в штоковую полость гидроцилиндра 5, а из поршневой - сливается в бак. Выходное звено гидроцилиндра (шток) при

Том перемещается вверх.

Скорость штока гидроцилиндра регулируют путем изменения сопротивления дросселя 1 (регулятор расхода) за счет переменных утечек жидкости в бак 7. Предохранительный клапан 8 (регулятор давления) предназначен для защиты гидропривода от чрезмерного давления.

Управление рассмотренным гидроприводом легко автоматизируется: для этого достаточно автоматизировать управление распределителем 4, например, с помощью кольцевых переключателей штока гидроцилиндра.

Классификация гидроприводов

По типу гидроприводы делят на объемные и гидродинамические (лопастные). В данном конспекте лекций рассматриваем в основном объемные гидроприводы

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 21 Схема объемного гидропривода

По характеру движения выходного звена объемные гидроприводы делят на три класса: поступательного, повторного и вращательного движения. В соответствии с этим в качестве гидродвигателей и используются гидроцилиндры, повторные гидродвигатели и гидромоторы.

Различают объемные гидроприводы без управления скорости выходного звена, а во вторых можно менять эту скорость воздействием извне.

Существует два основных способа управления гидроприводом: дроссельный и машинный. Дроссельное управление заключается в том, что часть подачи насоса отводится через гидродроссель или гидроклапан на слив минуя гидродвигатель. При этом способе управления возможны два варианта включения дросселя: последовательно с гидродвигателем и параллельно гидродвигателю.

Объемный гидропривод - это совокупность устройств - гидромашин и гидроаппаратов, предназначенных для передачи механической энергии и преобразования движения при помощи жидкости. Он включает в себя:

Объемный насос Н (роторно-поршневой, пластинчатый, шестеренный) - гидромашину для создания напорного потока жидкой среды; в нем энергия двигателя преобразуется, в основном, в энергию давления жидкости; объемный гидродвигатель (гидроцилиндр «Ц», гидромотор «М» - аксиально-поршневой, пластинчатый, шестеренный) - гидромашину для преобразования энергии потока рабочей жидкости в механическую энергию выходного звена - штока гидроцилиндра или вала гидромотора. (Рис. 21).

Гидроаппараты (гидрораспределитель Р, гидроклапаны КО, КП, гидродроссель ДР - устройства для изменения параметров потока рабочей жидкости (давления, расхода, направления движения).

Гидролинии (всасывающая 1; напорную 2; исполнительскую 3; сливную - 4 - устройства для прохождения потока рабочей жидкости от одного гидроаппарата к другому;

Кондиционера рабочей жидкости (фильтр Ф; теплообменник Т; гидробак Б - устройства для получения необходимых качественных показателей состояния рабочей жидкости.

1. Расчет гидроцилиндра. Скорость движения поршня и усилие на штоке определяем по формуле:

а) при движения поршня вправо (смотри рис. 20)

(1)

(2)

б) при движении поршня влево:

(3)

(4)

где Q - расход рабочей жидкости;

Р - рабочее давление;

Р_пр - противодавление в сливной полости

D и d - соответственно диаметр поршня и штока

_мц - гидромеханический КПД гидроцилиндра

_оц - его объемный КПД

При заданных F и Р диаметр гидроцилиндра D находят из 2 и 4 принимая Р_пр 0; _мц = 0,95 0,97. Вычисленное значение D округляем дол стандартного (см. ГОСТ 12447-80).

Ряд номинальных диаметров гидроцилиндров и штоков, мм.

Диаметр штока d 0,6D/

2. Расчет гидромотора. Определяют частоту вращения n и момент М на валу гидромотора

(5)

(6)

Расход рабочей жидкости гидромотором

(7)

Полезную и потребляемую мощность

(8)

(9)

где Р - давление рабочей жидкости на входе в гидромотор

Р_пр - давление на выходе

V - рабочий объем гидромотора - объем жидкости, пропускаемой через гидромашину за один оборот при отсутствии утечек

и _гм - соответственно объемный и гидромеханический КПД гидромотора

= _омгм - его полный КПД

Гидромотор выбирают по частоте вращения и мощности (смотри технические характеристики некоторых гидромоторов).

3. Расчет гидросети состоит в определении диаметров гидролиний и потерь давления в них при движении жидкости. Диаметр гидролинии определяют по расходу Q и рекомендуемой скорости течения жидкости V.

(10)

Скорость V рекомендуется принимать равной для всасывающей гидролинии 0,5 1,5 и/с, для напорной - 4 - 5 м/с, для сливной 1,4 - 2,25 м/с. Найденное по (10) значение округляют до стандартного (смотри ГОСТ 16516-80).

Потери давления в гидролинии

(11)

где - коэффициент гидравлического трения, определяемый по формуле

где - число Рейнольдса

- кинематическая вязкость

- абсолютная шероховатость стенок трубопровода

т - коэффициент местного сопротивления определяется, как правило, опытным путем и приводится в справочниках по гидравлике. Например, для прямого входа из резервуара в трубу _вх = 0,5, для вентиля _в = 3 5,5, для выхода из трубы в резервуар (под уровень) _вых = 1

При внезапном расширении трубопровода

При внезапном сужении

где d₁ и d₂ - диаметры соответственно до и после местного сопротивления

Из формулы (11) где - длина гидролинии и d - их диаметр - сумма коэффициентов местных сопротивлений; - плотность рабочей жидкость; V - фактическая скорость течения рабочей жидкости.

Потери давления зависят от температуры рабочей жидкости, поскольку с изменением е температуры изменяется ее вязкость. Обычно при предварительном расчете гидропривода принимают t = 50⁰С.

Мощность гидропривода равна мощности потребляемой выбранным насосам.

(12)

где Q_н, р_н,_н - подача, давление и полный КПД насоса.

Полезная мощность гидропривода равна суммам полезных мощностей всех одновременно работающих гидродвигателей (гидроцилиндров и гидромоторов).

(13)

КПД объемного гидропривода

(14)

У правильно спроектированного гидропривода = 0,6 0,8.

5. Насос для объемного гидропривода выбирают по требуемому для гидродвигателей расходу рабочей Q жидкости и давления р (смотри справочник машиностроительной гидравлики «Технические характеристики некоторых роторных насосов»)

6. Номинальное давление для расчета объемного гидропривода выбирают из ряда (смотри «Техническая характеристика гидроприводов»).

Для гидропривода строительных и дорожных машин чаще всего принимают р =10 или 16 МПа.

7. Ориентировочный расчет теплового режима. Количество теплоты полученной в единицу времени, равно мощности, теряемой в гидроприводе

(15)

где - КПД объемного гидропривода; N - его мощность; К_п = коэффициент продолжительности работы под нагрузкой (смотри коэффициент теплопередачи).

Вместимость гидробака, при котором температура рабочей жидкости не превысит максимально допустимого предела (70 - 80⁰С).

(16)

где = 0,65 - эмпирический коэффициент; t_в - температура охлаждающего воздуха.

Если вместимость гидробака, вычисленная по формуле (16) окажется больше максимально допустимого значения

(17)

где Q - подача насоса в минуте, то для предотвращения перегрева жидкости необходимо установить теплообменники площадь поверхности охлаждения которого

(18)

где t = 30 - 45⁰С - перепад температур в теплообменнике

К_р 35 - 120 Вт/см²⁰С - коэффициент передачи от масла к воздуху

Q_р - количество теплоты отводимой радиатором, равное разности общего количества теплоты и той ее части, которая отводится поверхностью гидробака при его максимально допустимой вместимости.

(19)

Где

(20)



Лекция 16

Гидродинамические передачи

Гидродинамическая передача (см. рис. 22) в отличие от объемной предназначена только для передачи крутящего момента. Ее основные рабочие элементы - колеса лопастных гидромашин.

Принципиальная схема гидродинамической передачи

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 22 Принципиальная схема гидродинамической передачи

Мощность от приводного двигателя подводится к насосному колесу (1), при вращении которого механическая энергия преобразуется в гидравлическую (создается напор) вследствие силового взаимодействия его лопастей с жидкостью. В колесе происходит приращение как статического, так и скоростного напоров, причем последний составляет 20 - 30% от полного. Это вызывает необходимость в частичном преобразовании скоростного напора в статический с целью уменьшения потерь напора в самом насосе и в нагнетательном трубопроводе (3). Напор преобразуется в отводе (2), куда жидкость поступает после колеса (1).

Из трубопровода (3) жидкость поступает в подвод турбины (4), где происходит частичное преобразование статического напора в скоростной. Колесо турбины (5) преобразует напор жидкости вследствие его силового взаимодействия с лопатками колеса в механическую энергию которая через вал передается рабочей машине.

Из турбины рабочая жидкость возвращается по отсасывающей трубе (6) в резервуар, откуда с помощью насоса передается по всасывающему трубопроводу (7) м весь процесс повторяется.

Отвод и подвод в рассмотренной гидропередаче, необходимые для преобразования скоростного напора в статический и обратно, увеличивает габариты и стоимость установки, а сам процесс преобразования в них напора сопровождается ее потерями. Поэтому в современное гидродинамической передаче отсутствуют трубопроводы и все устройства для преобразования скоростного напора в статический и обратно, за исключением рабочих колес помещенных в общий корпус. Такая схема для передачи больших мощностей от приводных быстроходных двигателей, требующих сравнительно малых скоростей вращения и больших моментов, а сама конструкция получила название гидротрансформатор.

Устройство гидротрансформатора

Основными элементами гидротрансформатора является насосное колесо (1), турбинное колесо (3) и реактор (2). Все элементы жестко связанны с неподвижным корпусом (4). Назначение колес - такое же, как и в рассмотренное схеме (рис. 22). Реактор представляет собой неподвижное лопаточное колесо аналогичное лопаточному направляющему колесу в аппаратах лопастных гидромашин и предназначено для изменения момента количества движения жидкости, протекающей в гидропередаче. Благодаря наличию реактора в гидротрансформаторе момент на ведущем валу в общем случае не равен моменту на ведомом валу, поэтому гидротрансформатор можно представить как редуктор с переменными значениями передаточного отношения и коэффициента трансформации момента. Причем, изменение этих технических показателей происходит плавно, бесступенчато.

Рис. 23 Схема гидротрансформатора

Гидродинамическая муфта (гидромуфта)

Существуют передачи, в которых необходимо изменение только передаточного отношения при постоянном передаваемом моменте. Одна из первых таких гидропередач была разработана на базе гидротрансформатора, из схемы которого исключили неподвижный реактор, и получили название - гидродинамическая муфта (гидромуфта).

Гидромуфта (рис. 24) состоит из насосного колеса 1, закрепленного на ведущем валу, турбинного колеса 3, закрепленного на ведомом валу, и корпуса 4, с уплотнением Как правило корпус жестко связан с насосным колесом. Из-за отсутствия реактора потери напора в гидромуфте значительно меньше, чем в гидротрансформаторе, а КПД выше: при номинальном моменте он составляет 0,95 - 0,97 (против 0,87 - 0,9 в гидротрансформаторе).

Гидродинамические передачи, как и объемные обладают рядом преимуществ, основные из которых: возможность преобразования моментной характеристики приводного двигателя в соответствии с требования нагрузки; простота и надежность предохранения приводного двигателя от перегрузки; сравнительно высокая компактность при значительной передаваемой мощности; возможность бесступенчатого регулирования скорости выходного звена. Гидродинамические передачи конструктивно проще объемных, и поэтому надежнее в эксплуатации. Они менее требовательны к чистоте рабочей жидкости и ее смазочным свойствам. Кроме того, давление жидкости в них меньше, чем в обычных передачах.

К недостаткам гидродинамических передач относятся: нагрев рабочей жидкости в процессе эксплуатации; интенсивное уменьшение КПД при перегрузках; утечки жидкости; особенно в аварийных случаях. Гидродинамические передачи широко применяются в различных отраслях промышленности. Например: автомобилях, тягачах экскаваторах погрузчиках и т.д.

Рис. 24 Схема гидродинамической муфты (гидромуфты)

Пневмопривод

Пневмоприводами называют совокупность устройств предназначенных для приведения в движение машин и механизмов посредством пневматической энергии. Обычно в пневмоприводах используется воздух давлением 0,5 0,7 МПа. Функциональная схема пневмопривода аналогична схеме гидропривода, однако вместо гидроэнергии используется пневмоэнергия, а вместо гидродвигателя и насоса используется пневмодвигатель и компрессор.

Объемные пневмодвигатели

По своему устройству и принципу действия объемные пневмодвигатели сходны с объемными гидродвигателями. Кроме того, как и гидродвигатели, они являются машинами циклического действия и разделяются на пневмоцилиндры и пневмомоторы. Условные обозначения пневмоцилиндров не отличаются от условных обозначений гидроцилиндров.