Файл: Краткие сведения из теории общие сведения о гидропередачах и гидромашинах.pdf

1
КРАТКИЕ СВЕДЕНИЯ ИЗ ТЕОРИИ
Общие сведения о гидропередачах и гидромашинах
Многие современные сложные машины насыщены различными гидрав- лическими системами и агрегатами, которые по их назначению и выполняе- мым функциям принято подразделять на две основные группы:
1. Системы и агрегаты, предназначенные для передачи механической энергии от источника к потребителю (рабочим органам машины) и управле- ния движением этих органов (гидропередачи, гидроприводы);
2. Системы и агрегаты, предназначенные для перемещения различных жидкостей из мест хранения к местам ее потребления (насосные стации).
В общем случае гидропередачей следует называть механизм, который позволяет передавать механическую энергию от какого-либо источника к ра- бочему органу той или иной машины посредством жидкости.
Гидропривод (ГП) – гидропередача, в которой происходит двукратное преобразование энергии: на входе механическая энергия от какого-либо ис- точника преобразуется в энергию потока жидкости посредством насоса, а на выходе энергия потока жидкости преобразуется в механическую энергию по- средством гидромотора, передающуюся исполнительному механизму. Гид- ропривод позволяет не только передавать механическую энергию от источ- ника к потребителю посредством жидкости, но и управлять движением этого органа. Таким образом, любой гидропривод можно назвать гидропередачей, но не всякая гидропередача может быть названа гидроприводом.
Исходя из вышесказанного, насос – устройство, преобразующее механи- ческую энергию от приводного двигателя в гидравлическую энергию дви- жущейся жидкости; гидромотор, или гидродвигатель (ГД) – устройство, пре- образующее гидравлическую энергию жидкости, поступающей в гидромотор, в механическую (например, во вращательное движение выходного вала гид- ромотора или в возвратно-поступательное движение, если в качестве гидро- мотора используется гидроцилиндр).
По принципу действия гидропередачи вообще, и гидроприводы, в част- ности, подразделяются на: статические или объемные; динамические; им- пульсные или волновые.
В данном курсе рассматриваются только статические гидропередачи и их элементы, как наиболее распространенные в специальной технике.
Статическиминазываются гидропередачи, у которых напорная линия всегда геометрически отделена от всасывающей, а усилия на рабочих органах определяются, главным образом, статическим давлением жидкости в маги- стралях; скорость течения жидкости в магистралях небольшая (от 1 до 10 м/с).
Условные обозначения насосов и гидромоторов
Нерегулируемый (постоянная производительность (объем жид- кости, подаваемый в единицу времени) при постоянной частоте вращения приводного двигателя) нереверсивный насос.

2
Нерегулируемый нереверсивный гидромотор.
Нерегулируемый реверсивный насос (в насосе полости нагне- тания и всасывания могут меняться местами, т.е. насос может менять направление течения жидкости) и гидромотор (выход- ной вал гидромотора может вращаться в обе стороны при соот- ветствующей смене направления течения жидкости).
Регулируемый (с помощью специальных устройств регулиру- ется производительность насоса при постоянной частоте вра- щения вала насоса) реверсивный насос.
Для образования гидропривода непрерывного вращательного движения можно взять два насоса, один из которых регулируемый, другой – нерегули- руемый, соединить их полости трубопроводами, залить жидкостью, и вал ре- гулируемого насоса соединить с источником энергии, а нерегулируемого – с нагрузкой (рис. 1.1).
Рис. 1.1. Принципиальная схема гидропривода
Для гидропривода обязательно наличие управляюще-регулирующего устройства, которое может быть выполнено в виде неотъемлемой составной части насоса или гидродвигателя (а также того и другого) или в виде отдель- ных механизмов (дросселя с переливным клапаном-распределителем и др.).
По способу регулирования различают гидроприводы: а) с объемным регулированием, б) с дроссельным регулированием, с) с комбинированным регулированием.
Сущность объемного регулирования заключается в бесступенчатом из- менении производительности насоса (или рабочего объема гидродвигателя) в процессе его работы. Производительность насосов, при постоянстве скорости вращения его вала, в данных установках регулируется путем изменения дли- ны рабочего хода замыкателей (поршней или плунжеров). Наиболее харак- терным признаком этого способа регулирования является то, что упорядо- ченное движение жидкости осуществляется по замкнутому контуру и что давление на выходе насоса незначительно отличается от давления на входе в гидродвигатель. При этом давление нагнетания определяется величиной нагрузки на выходе привода.
М
М
ω
1
= const
ω
2
= var
ИО

3
Характерной особенностью гидроприводов с дроссельным регулирова- нием является наличие разомкнутости в контуре циркуляции жидкости и не- зависимость давления на выходе из насоса от нагрузки на гидродвигатель.
Говоря об особенностях гидравлических приводов, в первую очередь необходимо заметить, что они обладают удачным сочетанием ряда весьма ценных для машиностроения качеств, а именно:
1. Позволяют бесступенчато, в широком диапазоне, регулировать ско- рость движения управляемого рабочего органа в обе стороны.
Для современного гидропривода диапазон регулирования:
5000 500
min
2
max
2
гп





D
2. Просты и надежны в управлении. По простоте, надежности и габари- там гидравлические управляющие устройства обладают наилучшими показа- телями.
3. Обладают малой инерционностью.
4. Имеют малый вес и габариты на единицу передаваемой мощности.
5. Герметичны.
6. Допускают весьма простыми и надежными средствами преобразовать вращательное движение в прямолинейное возвратно-поступательное и пово- ротное. Этим качеством обладают все типы передач – гидравлические им не уступают.
7. Обладают достаточно жесткими механическими характеристиками.
8. Обладают хорошей агрегатностью. и др.
Из вышесказанного нетрудно заметить, что гидравлические приводы по сравнению с электрическими, механическими, пневматическими агрегатами аналогичного назначения обладают значительно большим количеством по- ложительных для машиностроения качеств.
Однако не следует считать, что гидравлические приводы являются лучшими приводами вообще для всех машин и их рабочих органов, им при- сущи и крупные недостатки. К числу таковых следует отнести:
1. Высокую стоимость, особенно гидроприводов с объемным регулиро- ванием.
2. Неоднозначность значений КПД у гидроприводов с различными спо- собами регулирования. Причем у относительно дешевых приводов с дрос- сельным регулированием КПД весьма низок (0,2

0,3), у приводов с объем- ным регулированием в среднем 0,7

0,75.
3. Зависимость механической характеристики и КПД от степени изно- са, от характера нагрузки на привод и от физических свойств жидкости.
4. Относительная сложность агрегатов и высокая точность изготовле- ния отдельных элементов и деталей гидропривода.
5. Использование в качестве рабочего элемента (как правило) горючих жидкостей (минеральных масел), что для военной техники является неблаго- приятным обстоятельством.

4 6. Невозможность обеспечения длительной стоянки рабочего органа в заданном положении.
По конструктивно-кинематическим признакам все существующие ро- тационно-поршневые насосы и гидромоторы чаще всего принято подразде- лять на три основных типа: аксиальные, радиальные, эксцентриковые.
Аксиально-поршневые машины
Универсальный регулятор скорости (УРС)
Принципиальная схема УРС приведена на рис. 1.2. В блоке цилиндров
1 расположены поршни 2. Золотниково-распределительное устройство 3 обеспечивает образование двух полостей – полости нагнетания и полости всасывания рабочей жидкости. Поршни при помощи штоков 4 соединены с качающейся шайбой 6. Шайба помещена в чашку 5. Шарнир 7 обеспечивает передачу вращения от входного вала, жестко связанного с блоком цилиндров, качающейся шайбе.
1 2
3 4
5 6
7


R
Рис. 1.2. Схема УРС
В основу данной машины заложен кривошипно-шатунный механизм
(рис. 1.3). Только таких механизмов несколько. Все они объединены в один блок. Кривошип R заменен шайбой и повернут на 90
о в плоскости вращения, при этом шайба на подшипниках покоится в чашке, при помощи которой может наклоняться от начального положения на угол


. Поршни с цилин- драми разнесены от оси вращения таким образом, что угол


0
о
, и вращают- ся вместе с валом и шайбой. Нетрудно убедиться, что каждый поршень будет совершать одновременно два движения: переносное (в пространстве) и отно- сительное (возвратно-поступательное).
Для изучения существа работы гидравлической машины как преобразо- вателя механической энергии в энергию потока жидкости и наоборот, имеет значение в основном относительное движение, в процессе которого за один оборот вала машины (за один цикл переносного движения поршень) совер-

5 шает два хода длиной h = 2Rsin

. Один ход (на половине оборота вала) ис- пользуется для всасывания жидкости в полость цилиндра, другой – для вы- теснения ее из цилиндра (нагнетания в магистраль). Это обеспечивается спе- циальной конфигурацией каналов золотниково-распределительного устрой- ства (рис. 1.4).

R
Рис. 1.3. Схема кривошипно-шатунного механизма
Рис. 1.4. Конфигурация каналов золотниково- распределительного устройства
Величина хода поршня, пропорциональна

, и, при прочих равных условиях, определяет количество подаваемой насосом жидкости. Если в про- цессе вращения вала с одной и той же скоростью и в одну сторону изменять угол

, например, от 20
о до 0
о
, то будет изменяться и количество перекачива- емой жидкости от какого-то значения Q до 0 (естественно

не может быть равен или превышать 45
о
, обычно

= 15

30 0
).
При переходе шайбы через вертикальную ось (ось «мертвых положе- ний») направление потока жидкости изменится на противоположное, т.е. произойдет реверс потока жидкости, и реверс движения выходного вала.
Так эта машина работает в роли насоса. Если же под поршни такой машины через распределитель подавать жидкость под давлением от какого- либо источника, то она будет гидродвигателем, в котором энергия потока жидкости будет преобразовываться в механическую энергию и через его вал передаваться управляемому рабочему органу.
Поскольку это так, то, очевидно, гидропривод может быть образован из двух принципиально одинаковых машин, одна из которых регулируема и ис- пользуется, например, в качестве насоса, вращаясь в одну и ту же сторону с

1
=const, а другая нерегулируема и используется в качестве гидродвигателя
(гидромотора), для которого ω
2
= var.
Машина с поворотным диском и косой шайбой
Эти разновидности машин получаются в том случае, если уничтожить механические связи между поршнями и шайбой (диском) – рис. 1.5.
Для обеспечения возвратно-поступательное движения поршней (плун- жеров) в цилиндрах, необходимы какие-то дополнительные мероприятия: либо прижим поршней избыточным давлением в полости всасывания, либо введение под поршни специальных пружин.
Формула для определения хода поршня получает вид:
h = 2Rtg

(R

const).

6
Эффект регулирования достигается путем изменения угла наклона

по- воротного диска или косой шайбы. Машины компакты, особенно хороши в качестве гидромоторов машины с косой шайбой.
Рис. 1.5. Схема машины с косой шайбой
Производительность, крутящий момент, мощность, КПД
Производительностью будем называть объем жидкости, подаваемый
(перекачиваемый) насосом за единицу времени (м
3
/с).
Производительность является важнейшим параметром любого насоса, будь то в системе гидропривода или в системе так называемых «насосных станций». Этот параметр характеризует (при прочих равных условиях) раз- меры насоса и входит сомножителем в зависимость для определения его мощности. Действительная производительность насоса обозначается обычно символом Q
1
. Для обозначения теоретической производительности (т.е. производительности без учета объемных потерь, или утечек Q
ут1
) принят символ Q
10
. К числу наиболее употребительных единиц измерения этого па- раметра при рассмотрении гидропередач относятся см
3
/с и л/мин (для
«насосных станций» м
3
/час).
Утечки представляют собой неустранимые объемные потери жидкости из полости нагнетания в полость всасывания (т.е. ту часть жидкости, которая не участвует в движении по нагнетательному трубопроводу на выходе из насоса) через неустранимые зазоры в гидромашине, обусловленные особен- ностями конструкции, например, в гидроцилиндре – утечки между движу- щимся поршнем и внутренней поверхностью цилиндра.
Забегая вперед, отметим, что утечки прямо пропорциональны давлению нагнетания в гидросистеме и обратно пропорциональны вязкости жидкости
(прямо пропорциональны температуре), которая в свою очередь зависит от рода жидкости и ее температуры, а также зависят от конструктивно- технологических характеристик гидромашины.

7
Действительная производительность насоса Q
1
определяется по формуле ут1 10 1
Q
Q
Q


, где Q
ут1
– утечки жидкости в рабочих камерах насоса.
Без строгих теоретических выкладок, используя лишь логические рас- суждения при рассмотрении основных схем ротационно-поршневых машин, имея в виду при этом, что с достаточной степенью приближения в основе любого из них просматривается наличие простейшего кривошипно- шатунного механизма, можно записать:
1 1
1 1
1 1
10
n
z
h
S
n
q
Q


, где h
1
– ход поршня (определяется для каждого типа насоса своей зависи- мостью) (м);
z
1
– число поршней насоса;
n
1
– частота вращения вала насоса (1/с);
4
/
2 1
1
n
d
S


– площадь поршня (м
2
);
d
n1
– диаметр поршня насоса (м);
1 1
1 1
z
h
S
q

– рабочий объем гидромашины (объем жидкости, подаваемый или пропускаемый машиной за один оборот ее вала при отсутствии утечек жидкости из рабочих камер; м
3
).
Рабочий объем является одним из основных параметров машины. Поня- тие рабочего объема позволяет записывать зависимости для производитель- ности и расхода (для гидродвигателя) для любых типов машин в одинаковой форме, а именно: Q
10
= q
1
n
1
и Q
20
= q
2
n
20
(нижний индекс «2» обозначает ГД
– см. далее).
Откуда, например, теоретическая скоростная характеристика гидропривода (теоретическая частота вращения вала гидромотора) с объем- ным регулированием (производительность насоса регулируется изменением угла наклона косой шайбы) представляется как
20 10
Q
Q

;
20 2
1 1
n
q
n
q

;
2 10 2
1 1
20
q
Q
q
n
q
n


Выражение
20 10
Q
Q

означает: сколько жидкости в единицу времени перекачивает насос (при отсутствии утечек), столько поступает в гидромо- тор.
Если насос объемно регулируемый (меняется угол наклона шайбы), то, учитывая, что ход поршня определяется как


sin
2 1
R
h
, будем иметь
 
1 01
max
1 1
1 1
1 1
1 1
10
sin
2
n
e
q
n
z
R
S
n
z
h
S
Q




и
20 2
01 1
max
1
n
q
e
n
q

;
2 01 1
max
1 20
q
e
n
q
n

, где
1
max
1 1
1
max
1
max
1
sin
2
z
h
S
z
R
S
q



– максимальный рабочий объем при максимальном ходе поршня, который имеет место при наибольшем угле наклона шайбы max



, т.е. max max
1
sin
2


R
h
;

8 max max
1 1
max
1 1
01
sin sin





h
h
q
q
e
– параметр регулирования (принимает зна- чения от 0 до 1),

– текущий угол наклона косой шайбы, max

– максималь- ный угол наклона шайбы.
Таким образом, при
1 01

e
, т.е. при максимальном угле наклона шайбы насоса теоретическая производительность насоса будет максимальной
1
max
1 10
n
q
Q

, также будет максимальной и теоретическая частота вращения выходного вала гидромотора
2 1
max
1 20
q
n
q
n

При
0 01

e
, т.е. при нулевом угле наклона шайбы насоса (α=0) ход поршня будет равен нулю, поэтому будет равна нулю теоретическая произ- водительность насоса (
0 10

Q
) и теоретическая частота вращения выходного вала гидромотора, т.е.
0 20

n
Действительный расход гидродвигателя (с учетом утечек Q
ут2
, т.е. объе- ма жидкости в единицу времени, который не совершил работу по вращению вала ГД) равен ут2 10 20
Q
Q
Q


При работе гидропривода часть теоретической производительности насоса Q
10
жидкости «теряется» в результате утечек в насосе Q
ут1
, т.е. ут1 10 1
Q
Q
Q


, оставшаяся часть поступает на вход в ГД (в качестве теоретического расхода
ГД)
1 20
Q
Q

, также в самом ГД часть жидкости «теряется» в результате утечек Q
ут2
, т.е. ут2 20 2
Q
Q
Q


Откуда действительный расход жидкости, совершающий вращение выходно- го вала гидропривода (вала ГД), равен ут2
ут1 10 2
Q
Q
Q
Q



Из последнего выражения можно вывести выражение для определения действительной частоты вращения выходного вала гидропривода n
2 ут2
ут1 1
1 2
2
Q
Q
n
q
n
q



;
2
ут2
ут1 1
1 2
q
Q
Q
n
q
n



Сравнивая последнее выражение с выражением для теоретической ча- стоты вращения вала гидропривода
2 1
1 20
q
n
q
n

, видим, что действительная частота вращения n
2
меньше теоретической n
20
на величину утечек (Q
ут1
+Q
ут2
)/q
2

9
При этом, учитывая прямо пропорциональную зависимость величины утечек от давления и температуры, получаем, что при давлении, например,
100 атм действительная частота вращения вала ГД n
2
будет меньше частоты вращения вала ГД при давлении, например, 10 атм (температура жидкости предполагается одинаковой). Также аналогично получаем, что при темпера- туре рабочей жидкости, например, 70 0
С действительная частота вращения вала ГД n
2
будет меньше частоты вращения вала ГД при температуре, напри- мер, 40 0
С (давление жидкости предполагается одинаковым).
Также из формулы
2
ут2
ут1 01 1
max
1 2
q
Q
Q
e
n
q
n



можно заметить, что при изменении параметра регулирования e
01
(изменения теоретической производительности насоса) от 0 до некоторого порогового значения e
01п вследствие наличия утечек частота вращения выходного вала будет равна нулю, пока теоретическая производительность не превысит ве- личину утечек. При этом чем больше давление в гидроприводе (температура жидкости предполагается постоянной), тем больше это пороговое значение
e
01п
, так как с увеличением давления растет величина утечек. То же относится и к изменению температуры при неизменном давлении.
Средний крутящий момент гидромашины равен (без вывода):
p
q
М



2
ср
, где

p = p
н
– p
сл
– перепад давлений; p
н
– давление в полости нагнетания;
p
сл
– давление в полости слива.
Мощность насоса, гидромотора и гидропривода определяется по фор- муле:


M
N
, где ω – угловая скорость вала, М – крутящий момент. Таким образом, для гидравлической машины (в данном случае насоса) вправе запи- сать (без учета потерь):
1 10 10


M
N
;
1 1
10 2




p
q
N
или
p
Q
N


10 10
, где n
1
=ω
1
/2π.
КПД
В гидравлических передачах часть энергии, подводимой к входному валу, теряется в процессе работы на преодоление различных внутренних со- противлений и превращается в тепло.
В насосах, гидродвигателях, распределительно-регулирующих и вспо- могательных устройствах гидроприводов имеют место три вида потерь:
1. Гидравлические, затрачиваемые на преодоление сил трения между частичками движущейся жидкости и на преодоление сил сопротивления жидкости движению в ней элементов машины.
2. Механические, затрачиваемые на преодоление сил трения между со- пряженными и перемещающимися относительно друг друга деталями насоса, гидродвигателя или другого элемента.