Файл: EOM-lab-pos.doc

Лабораторна робота №10

Експлуатація насосів. Автоматизація насосної станції

Мета роботи: ознайомитись з гідравлічними схемами послідовної і паралельної роботи насосів, схемами використання вихідної робочої рідини для збільшення швидкості гідродвигуна, розвантаження насоса через розподільник і за допомогою гідроакумулятора; вивчити послідовність роботи кожної зі схем, а також методики для визначення їх основних робочих параметрів; скласти з реальних гідромашин та гідроапаратів деякі з вивчених схем та дослідити їх роботу; отримати навички розрахунків основних параметрів гідроприводів при послідовній і паралельній роботі насосів, а також при розвантаженні насоса за допомогою гідроакумулятора.

Обладнання, пристрої, інструменти: стенд для випробування насосів, насоси, гідроциліндр, гідроклапани тиску, дроселі, з’єднувальні рукави високого тиску, манометри.

10.1. Теоретичні відомості

В гідроприводах машин насоси можуть працювати як окремо, так і сумісно при послідовній або паралельній схемі їх з’єднання [4]. Послідовно насоси з’єднуються при необхідності різкого підвищення в гідросистемі тиску, наприклад, на етапі робочого ходу гідроциліндра. Паралельно насоси з’єднуються на етапах швидких переміщень (прискореного підведення і відведення виконавчого елемента, фіксації заготовки, звільнення готової деталі, при роботі транспортних засобів), коли потрібні максимальні витрати робочої рідини. З окремого на сумісний режими роботи і навпаки (або з паралельного на послідовний і навпаки) насоси перемикаються автоматично. Сигналом для спрацьовування автоматики звичайно є підвищення тиску в гідросистемі до певного значення, крім цього в деяких випадках реалізується керування за функцією шляху.

Схему для паралельної роботи насосів при відсутності обмежень за габаритами або якщо витрати насосів перевищують 150 л/хв., можна скласти з окремих стандартизованих або нормалізованих гідромашин і гідроапаратів. У випадках, коли зазначені умови не виконуються, схема складається на базі гідропанелі типу Г53, в корпусі якої змонтована вся гідроавтоматика.

Схема паралельного з’єднання насосів, складена зі стандартизованої апаратури, показана на рис. 10.1. На етапі швидкого переміщення виконавчого елемента, на пов’язаний з ним шток гідроциліндра діє сумарна сила тертя F_т в ущільненнях штока, а також сили, що створюються тисками робочої рідини в поршневій (р₁) і штоковій (р₂) порожнинах гідроциліндра на площах поршня S₁ і S₂. Сумарна сила, що протидіє переміщенню виконавчого елемента невелика і тиск р₁ = р_ш не перевищує тиску спрацьовування р_к гідроклапана 6, золотник якого знаходиться у нижньому, зображеному на схемі положенні. Внаслідок цього, витрати обох насосів Q₁ і Q₂ підсумовуються в точці 4 схеми, реалізується паралельний режим їх роботи і

п
оршень гідроциліндра швидко рухається праворуч. Тиск в поршневій порожнині гідроциліндра на етапі швидкого переміщення визначається за формулою

р_ш = . (10.1)

Тиск р_к спрацьовування гідроклапана 6, що може настроюватись регулюванням зусилля попереднього стиску F_к пружини 10, обчислюється як

р_к = , (10.2)

де D_к – діаметр золотника гідроклапана; коефіцієнт запасу. З рівнянь (10.1), (10.2) при умові р_ш = р_к визначаємо необхідне зусилля пружини 10

F_к = . (10.3)

На етапі робочої подачі шток гідроциліндра додатково навантажується зусиллям Р, спрямованим проти його руху. Тиск в гідросистемі, в тому числі і в гідролінії 3 – 8, зростає (р₁ = р_р > р_к), гідроклапан 6 спрацьовує (його золотник долає зусилля F_к і зміщується вверх), гідролінія 1 – 7 з’єднується через гідроклапан з баком, витрати насоса Q₁ починають перетікати на злив.

Тиск в гідросистемі на етапі робочого ходу

р_р = , (10.4)

де F_т’ – сумарна сила тертя при переміщенні поршня гідроциліндра на етапі робочого ходу.

Пружину запобіжного клапана 9 регулюють на тиск р_з.к = р_р + р, де р – втрати тиску в гідролініях нагнітання та зливу [4].

Під час руху поршня під навантаженням, витрати Q₁ насоса зливаються в бак майже при нульовому тиску, і тому насос споживає незначну потужність.

При швидкому переміщенні виконавчого елемента споживана потужність насосної станції

(10.5)

де Q₁ і Q₂ – витрати насосів при тиску p_ш.

Споживана тою ж станцією потужність при переміщенні поршня під навантаженням

(10.6)

де p_з – тиск насоса Q₁ під час руху поршня під навантаженням; звичайно p_з = 0,05 – 0,08 МПа; Q_1p, Q_2p – витрати насосів на етапі робочого ходу.

Схема послідовного включення насосів, складена зі стандартизованих і нормалізованих гідроапаратів, показана на рис. 10.2. Спеціальні панелі керування, що забезпечують послідовну роботу насосів вітчизняна промисловість серійно не випускає.

Тиск p_к спрацьовування гідроклапана 6 визначається за формулою (10.2) і поки тиск в системі на етапі швидкого переміщення (p_ш) не перевищує р_к - золотник 6 знаходиться у нижній позиції, а на гідроциліндр паралельно працюють обидва насоси: насос Н1 подає робочу рідину по гідролінії 7 – 2 – 4, а насос Н2 – по гідролінії 5 – 3 – 4. В точці 3 витрати обох насосів підсумовуються.

Н
а етапі робочого ходу, в момент прикладення до штока гідроциліндра зусилля Р, тиск в гідросистемі підвищується до р₁ = р_р > р_к і золотник 6 зміщується вверх, забезпечуючи з’єднання по гідролінії 7 – 8 – 9 - 10 порожнини нагнітання насоса Н1 з порожниною всмоктування насоса Н2. В результаті насоси починають працювати послідовно. Оскільки, тиск у всмоктувальній порожнині насоса Н2 лише незначно менший тиску в нагнітальній порожнині насоса Н1, на виході насоса Н2, а отже і в поршневій порожнині гідроциліндру тиск р₁ = р_р стає суттєво більшим тиску p_ш, що і потрібно для етапу робочого ходу.

Для ефективної послідовної роботи насосів необхідно дотримання умови: витрати насоса Н1 більші витрат насоса Н2, принаймні, на величину об’ємних втрат в Н2, тобто

(10.7)

де p – збільшення тиску в гідросистемі на етапі робочого ходу у порівнянні із тиском на етапі швидкого переміщення

(10.8)

Приєднуючи послідовно один за одним насоси, можна, в принципі, досягти будь-якого збільшення тиску, однак при значній кількості послідовно ввімкнених насосів, суттєво знижується сумарний ККД насосної станції, який не повинен бути меншим 0,55 – 0,5.

Споживана на етапі робочого ходу потужність станції, що зображена на рис. 10.2, визначається як

N_p = [p_ш (Q₁ – Q₂) + p_pQ₂]. (10.9)

В деяких гідросистемах з метою зменшення витрат насоса, а отже, і споживаної потужності, реалізують злив робочої рідини зі штокової порожнини робочого гідроциліндра [4]. В подібних випадках застосовують трипозиційні чотирилінійні гідророзподільники типу 2Г-73-1 або 2Б-74-1 з відкритим центром і закритим зливом (рис. 10.3). Якщо діаметр штока гідроциліндра складає d, то швидкість прискореного переміщення його поршня буде дорівнювати (див. рис. 10.3)

. (10.10)

Інколи - на операціях завантаження-розвантаження, фіксації та звільнення, транспортування заготовок і деталей, здійснення налагоджувальних рухів - необхідно забезпечити паузи в роботі насоса верстата, що досягається одним з двох основних способів [4]: перекриттям подачі насоса і зливом всіх його витрат в бак через запобіжний клапан (при цьому вся споживана насосом енергія перетворюється у енергію нагрівання робочої рідини); застосуванням спеціального пристрою, що розвантажує насос і всю систему в бак при практично нульовому тиску.

Перекриття подачі насоса економічно виправдане у випадках, коли паузи достатньо короткочасні або, якщо робочий тиск в гідросистемі відносно невеликий. При тривалих паузах або високих тисках реалізація даного способу приводить до надмірного нагрівання робочої рідини і зниження ККД.

Якщо застосувати з цією ж метою гідророзподільник 2 (рис.10.4,а) типу 6Г-1, то при його перемиканні у середню позицію, гідролінії підведення робочої рідини до порожнин гідроциліндра 1 будуть перекритими, а витрати насоса 4 через повздовжній канал золотника гідророзподільника 2 розвантажуються в бак при нульовому тиску.

При необхідності повного розвантаження системи використовуються гідророзподільники типу Г73-1 або Г74-1 з відкритим центром і зливом (див. рис. 10.4, б).

Робоча рідина верстатних гідросистем - масло, як і будь-яка інша рідина, - чутлива до втрат об’єму. У зв’язку із цим, при застосуванні гідравліки для здійснення затискних операцій, необхідно забезпечити безперерв-

не підтримання робочого тиску, з метою компенсації даних втрат. Величина їх у порівнянні із витратами насоса невелика, і якщо використовувати останній для компенсації втрат, то практично вся споживана енергія буде переходити у тепло. Тому для реалізації затискних операцій раціональнішою є схема, що забезпечує періодичне вмикання насоса в роботу в моменти, коли падіння тиску перевищує допустиму величину. В схемі на рис.10.5 пристроєм, що реагує на зміну тиску в гідросистемі, є пружинний гідроакумулятор 3. Необхідна сила фіксації Р установлюється регулюванням зусилля попереднього стиску F_к гідроклапана тиску 2 типу Г54, яке дорівнює

, (10.11)

де D_к – діаметр золотника гідроклапана 2; D – діаметр поршня гідроциліндра 1.

Аналогічно, сила попереднього стиску F_a пружини гідроакумулятора 3 визначається як

, (10.12)

де D_а – діаметр плунжера гідроакумулятора.

Коли гідроакумулятор зарядиться до максимального тиску p_max (звичайно не перевищує 1,2 МПа), гідроклапан 2 спрацює, і витрати насоса 5 будуть розвантажуватись в бак 6 при нульовому тиску. Даний етап буде тривати, поки тиск в гідросистемі не впаде до мінімального значення p_min. Чим більшим є робочий об’єм гідроакумулятора, тим рідше насос буде вмикатись в роботу. Найменший об’єм гідроакумулятора – об’єм одної зарядки обчислюється за формулою

, (10.13)

де k – жорсткість пружини гідроакумулятора.

10.2. Хід роботи

1. Ознайомитись зі схемами паралельної та послідовної роботи насосів, зливу робочої рідини зі штокової порожнини гідроциліндра з метою збільшення швидкості переміщення його поршня, розвантаження робочої рідини за допомогою гідророзподільника та гідроакумулятора; вивчити, для реалізації яких режимів використовуються дані схеми, послідовність їх роботи, залежності для визначення основних робочих параметрів гідроприводів.

2. Згідно із вказаним викладачем номером варіанта, з табл. 10.1 виписати вихідні дані для визначення параметрів гідропривода, виконаного за одною зі схем, що подані на рис. 10.1, 10.2, 10.5. За наведеними в розд.10.1 залежностями розрахувати основні робочі параметри гідропривода (при розрахунках схем, наведених на рис. 10.1, 10.2 вважати, що витрати від насосів Q₁ і Q₂ є постійними величинами як для етапу швидкого перміщення, так і для етапу робочого ходу).

3. На стенді для випробовування насосів скласти схеми паралельного та послідовного приєднання насосів; перевірити їх роботу; визначити за допомогою манометрів фактичні значення тисків в гідросистемах на різних етапах їх роботи.

10.3. Зміст звіту

Навести схему гідропривода, для якого визначаються робочі параметри, розрахункові формули та розрахунки даних параметрів. Описати послідовність проведення експериментальних досліджень послідовної і паралельної роботи насосів.

10.4. Контрольні запитання

1. В яких випадках насоси гідроприводів верстатів з’єднуються за паралельною та послідовною схемами?

2. В якій послідовності спрацьовує схема паралельного з’єднання насосів?

3. Як працює привод, насоси якого з’єднані за послідовною схемою?

4. Від яких параметрів залежить тиск в поршневій порожнині гідроциліндра, що працює в гідроприводі з паралельним з’єднанням насосів? Як змінюється даний тиск на різних етапах спрацьовування гідропривода?

5. З якою метою і яким чином реалізується злив робочої рідини зі штокової порожнини робочого гідроциліндра?

6. На яких операціях і якими способами забезпечуються паузи в роботі насоса верстата?

7. В якій послідовності працює схема розвантаження насоса за допомогою гідроакумулятора? Які основні робочі параметри схеми необхідно розрахувати?