Обьемные гидравлические машины

ОБЬЕМНЫЕ ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ МАШИНЫ

По способу преобразования механической энергии в гидравлическую все насосы разделяются на гидродинамические и объёмные. Примером гидродинамических машин являются центробежные насосы, у которых приращение энергии жидкости давления происходит за счет увеличения скорости ее движения во вращающемся колесе.

Объемными называют гидромашины, принцип действия которых основан на попеременном заполнении и опорожнении ограниченных пространств (далее рабочих камер), периодически сообщающихся с каналами входа и выхода рабочей жидкости. При работе объемных гидромашин (ОГМ) изменение энергии жидкости происходит в основном за счет гидростатической составляющей полного напора, что приводит к значительной (десятки МПа) разнице давлений во входящем и выходящем потоках. К классу ОГМ относятся гидронасосы – генераторы энергии потока жидкости и гидродвигатели – потребители энергии. Объемные гидродвигатели с возвратно-поступательным движением выходного звена называются гидроцилиндрами, а с неограниченным вращательным движением выходного звена – гидромоторами. ОГМ, допускающие эксплуатацию как в режиме насоса, так и в режиме гидромотора, называются насос-моторами.

Шестеренные насосы

Шестеренные насосы выполняются с шестернями внешнего и внутрен­него зацепления. Наибольшее распространение имеют насосы с шестернями внешнего зацепления. На рис. 1.13,а приведена схема такого насоса. Он со­стоит из двух одинаковых шестерен – ведущей 2 и ведомой 3, помещенных в плотно охватывающем их корпусе – статоре 1. При вращении шестерен в направлении, указанном стрелками, жидкость, заполняющая впадины между зубьями, переносится из полости всасывания в полость нагнетания. Вследствие разности давлений (p₂>p₁) шестерни подвержены воздействию радиальных сил, которые могут привести к заклиниванию роторов. Для уравновешивания последних в корпусе насосов иногда устраивают разгру­зочные каналы 4. Такие же каналы могут быть выполнены и в самих ро­торах.

Рисунок 1.13 – Схемы шестеренных насосов

В шестеренных насосах высокого давления (свыше 10МПа) пре­дусматривается гидравлическая компенсация торцевых зазоров, осуществ­ляемая специальными “плавающими втулками”, которые давлением жид­кости прижимаются к шестерням. На рис.1.13,б приведена схема шестеренного насоса с гидростатическим прижимом. Подвод давления нагнетания по каналу 4 и дренаж через каналы 3 в корпусе 6 позволяют обеспечить компенсацию торцевого зазора между шестернями 1 и боковыми щеками 2 и 5.

Чаще всего применяются насосы, состоящие из пары прямозубых шестерен с внешним зацеплением и с одинаковым числом зубьев эвольвентного профиля. Для увеличения подачи насосы выполняются с тремя и более шестернями, размещенными вокруг центральной ведущей шестерни.

Для повышения давления жидкости применяются многоступенчатые шестеренные насосы. Подача каждой последующей ступени этих насосов меньше подачи предыдущей ступени. Для отвода излишка жидкости каждая ступень имеет перепускной (предохранительный) клапан, отрегулированный на соответствующее максимально допустимое давление.

Кроме прямозубых шестерен, выполняются насосы с косозубыми и шевронными шестернями. Угол наклона зубьев в шевронных шестернях обычно составляет 20 – 25°.

Современные шестеренные насосы могут развивать давления до 10 – 20 МПа (100 – 200 кгс/см²).

Для приближенных расчетов секундной подачи насосов с двумя оди­наковыми шестернями можно пользоваться формулой.

(2.1)

где h₀ – объемный к.п.д. насоса, зависящий от конструкции, технологии изготовления и давления насоса и принимаемый равным 0,7 – 0,95; А – расстояние между центрами шестерен, равное при одинаковых шестернях диаметру начальной окружности D_н; D_r – диаметр окружности головок зубьев; b – ширина шестерен; п — частота вращения ротора в минуту.

Для шестерен с нормальным эвольвентным некорригированным зацеп­лением A=D_н =mz, D_r=m(z+2), где m – модуль зацепления и z – число зубьев шестерни. Для таких шестерен фор­мула (2.1) принимает вид

(2.2)

При z<16 в шестеренных насосах обычно применяется корригирован­ное эвольвентное зацепление, при котором D_н = (z+l)m. Для этого случая вместо формулы (2.2) имеем

(2.3)

а рабочий объем насоса

(2.4)

Таким образом, рабочий объем шестеренного насоса пропорционален произ­ведению диаметра D_н и модуля m. Поэтому для уменьшения габаритов насоса выгоднее при его проектировании выбирать большее значение m и меньшее число z, а следовательно, и D_н. Однако уменьшение z требует уве­личения степени корригирования и увеличивает неравномерность подачи.

Коэффициент неравномерности подачи s_Q для шестеренных насосов с цилиндрическим эвольвентным зацеплением находится по формуле

(2.5)

В табл. 1.14 приведены основные технические данные некоторых типов шестеренных насосов отечественного производства [8].

Таблица 1.11 – Технические характеристики шестеренных насосов типа НШ

Показатели	Марки насосов
НШ-4	НШ-6	НШ-10	НШ-32	НШ-40	НШ-46	НШ-50	НШ-71	НШ-100	НШ-140	НШ-250	НШ-400
Рабочий объем: см3/об		6,3		31,5		45,7	49,1	69,7	98,8
Давление на выходе, МПа:
номинальное
максимальное
Давление на входе, МПа:
минимальное	0,08	0,074	0,08	0,08	0,08	0,08	0,08	0,08	0,08	0,08	0,08	0,08
максимальное	0,15	0,15	0,15	0,15	0,15	0,15	0,15	0,15	0,15	0,15	0,15	0,15
Частота вращения, об/мин
номинальная
минимальная
максимальная
Номинальная мощность,
кВт	3,9	6,0	7,5	17,6	20,9	24,1	28,2	30,53	43,15		106,2
КПД:
объемный	0,9	0,91	0,92	0,94	0,92	0,92	0,92	0,94	0,94	0,94	0,94	0,94
механический	0,9	0,91	0,9	0,91	0,9	0,9	0,9	0,91	0,91	0,91	0,91	0,91
общий	0,8	0,82	0,82	0,83	0,82	0,82	0,82	0,85	0,85	0,85	0,85	0,85
Масса, кг	1,7	2,13	2,48	6,4	6,8	7,0	7,47	16,8	16,8	—	44,5

Винтовые насосы

В зависимости от числа винтов различают одно-, двух-, трех- и много­винтовые насосы. Наибольшее распространение получили трехвинтовые на­сосы с циклоидальным зацеплением, обладающие рядом существенных до­стоинств: высоконапорностью, равномерностью подачи и бесшумностью работы [11].

На pис. 1.14 приведена схема насоса, имеющего три двухзаходных винта, из которых средний 1 – ведущий и два других 2 – ведомые. При этом направление нарезки на ведущем и ведомых винтах противоположное.

Рисунок 1.14 – Схема трехвинтового насоса

В корпусе 5 установлена обоима 4, залитая баббитом и сообщающаяся своими окнами с всасывающим патрубком 6. Винты, расположенные внутри обоймы с минимальными зазорами, при зацеплении образуют рабочие камеры, которые при вращении перемещаются вместе с жидкостью вдоль оси к напорному патрубку 3.

При таком конструктивном выполнении винты разгружены от радиаль­ных сил давления, а возникающие осевые силы воспринимаются упорными подшипниками. Основную нагрузку несет ведущий винт, ведомые винты разгружены от моментов и выполняют лишь роль замыкателей (герметиза­торов) рабочих камер.

Для отделения полости всасывания от полости нагнетания рабочая длина винтов должна быть больше шага нарезки. Соотношения между отдельными размерами винтов принимаются следующими [11]: ; D_в=d_н ; ; , где D_н и d_н – наружные диаметры соответственно ведущего и ведомого винтов; D_в и d_в – внутренние диаметры нарезки соот­ветственно ведущего и ведомого винтов; t – шаг нарезки винтов. Общее выражение для секундной подачи винтовых насосов:

с односторонним подводом жидкости (2.6)

с двусторонним подводом жидкости (2.7)

где S – площадь живого сечения насоса, равная разности площади поперечного сечения обоймы и площади поперечного сечения всех винтов. Для трехвинтовых насосов с циклоидальным зацеплением S = 1,243 .

Тогда при секундная подача трехвинтового насоса составит:

с односторонним подводом жидкости Q = 0,0691 ;

с двусторонним подводом жидкости Q =0,1382 ,

где h₀ – объемный к. п. д., принимаемый равным 0,75—0,98.

Трехвинтовые насосы способны развивать давления до 10 – 20 МПа (100 – 200 кгс/см²). Причем, чем выше развиваемое давление, тем для обеспечения нужной герметичности длиннее должны быть винты. Минимальная длина винтов L»1,25t. В зависимости от давления длина винта трехвинтового насоса принимается в следующих пределах: при р = 1,5¸2,0 МПа (15¸20 кгс/см²) L=(l,5¸2)t; при р = 5¸7,5 МПа (50¸75. кгс/см²) L=(3¸4)t; при р = 15¸20 МПа (150¸200 кгс/см²) L=(6¸8)t.

В табл. 1.12 приведены основные технические данные некоторых трех­винтовых насосов отечественного производства.

Таблица 1.12 – Технические характеристики винтовых насосов

Марка насоса	Подача, л/с	Давление нагнетания, МПа (кгс/см2)	Частота вращения, об/мин	Мощность на валу, кВт
3В 4/25	1,74	2,5 (25)		6,8
3В 16/25	6,08	2,5 (25)
3В 8/40А	2,77	3,5 (35)
3В 2,5/100	0,83	10 (100)
3B 1/100	0,34	10 (100)
3В- 0,6/63 “в”	0,19	2,5 (25)
3В- 0,25 25 “в”	0,08	2,5 (25)		0,7
ЭМН-80/ 4	22,2	0,4 (4)		15,5
ЭМН-50/4	13,8	0,4 (4)		8,5
ЭМН-45/8-1	12,4	0,8 (8)
ЭМН-25/ 4,5	6,92	0,45 (4,5)		9.5
ЭМН-10/10	2,77	1,0 (10)
ЭМН-4,5/4.5-1	1,24	0,45 (4,5)
ВН-50	13,80	0,8 (8)		—
2ННВ-160М	69,20	0,35 (3,5)
МВН-0,8	0,80	0,5 (5)		0,6
МВН-1,5	1,50	2,5 (25)		5,8
МВН-6	6,00	2,5 (25)
МВН-10	11,00	2,5 (25)		37,5
МВН-25	25,00	2,5 (25)		83,0

Примечания: 1. Допустимая вакуумметрическая высота всасывания для всех приведенных типоразмеров 5 – 6 м вод ст., для насоса 3В 1/100 – 4 м вод. ст. 2. Приведенные насосы предназначены для перекачивания чистых ми­неральных масел, нефтепродуктов и других хорошо смазывающих и неагрессивных жидкостей. 3. КПД насосов составляют: объемный 0,78 - 0,86, общий 0,64 - 0,74 [11].

Рисунок 1.15 – Характеристика винтового насоса 3В 2,5/100

Характеристики винтовых насосов мало отличаются от характеристик шестеренных насосов. В качестве примера на рис. 1.15 приведена характе­ристика винтового насоса марки 3В 2,5/100 при n=2900 об/мин и вязкости масла v=35 сСm.

Пластинчатые насосы

Пластинчатый насос - разновидность шиберных с вытеснителями в виде шиберов – пластин. Пластинчатые насосы бывают однократного, двукратного и многократного действий. Насосы однократного действия могут быть регулируемыми и не регулируемыми. Насосы двукратного и многократного действия нерегулируемые.

Рисунок 1.16 – Схемы пластинчатых насосов:

а – однократного действия; б – двукратного действия.

На рис. 1.16,а приведена простейшая схема пластинчатого насоса одно­кратного действия. В корпусе насоса – статоре 1, внутренняя поверхность которого является цилиндрической, эксцентрично расположен ротор 2, пред­ставляющий цилиндр с прорезями (пазами), выполненными либо радиально, либо под небольшим углом a к радиусу. В прорезях находятся прямо­угольные пластины – вытеснители 3, которые при вращении ротора совер­шают относительно него возвратно-поступательное движение. Под действи­ем центробежных сил или специальных устройств пластины своими внеш­ними торцами прижимаются к внутренней поверхности статора и скользят по ней. При вращении ротора в направлении часовой стрелки жидкость через окно, расположенное на периферии статора, поступает в насос из всасывающего патрубка 4 и через противоположное окно подается в нагне­тательный патрубок 6 (окна на рисунке не показаны). Рабочие камеры в насосе ограничиваются двумя соседними пластинами и поверхностями ста­тора и ротора. Уплотнение ротора и пластин с торцов осуществляется пла­вающим диском, который давлением жидкости прижимается к ротору. Для отделения всасывающей полости от нагнетательной в статоре имеются уплотнительные перемычки 5, размер которых должен быть несколько боль­ше расстояния между краями двух соседних пластин.

Регулирование рабочего объема и реверс подачи пластинчатого насоса однократного действия осуществляются изменением величины и знака экс­центриситета, для чего необходим специальный механизм, смещающий цент­ральную часть статора относительно ротора (на рис. 1.17 насос установлен на максимальный эксцентриситет е, что соответствует максимальной подаче Q_max).

Рисунок 1.17 – Пластинчатый регулируемый насос типа Г12-55АМ:

1 – винтовой рупор; 2 – статор; 3 – ротор; 4 – подвижная опора; 5 – пластина; 6 – пружина; 7 – корпус регулятора; 8 – неподвижная опора

В пластинчатом насосе двукратного действия (рис. 1.18) подача жидкости из каждой рабочей камеры за один оборот ротора производится дважды. Внутренняя поверхность статора в таком насосе имеет специальный профиль, сходный с эллиптическим, с двумя входными и двумя выходными окнами, расположенными диаметрально противоположно.

Возможность регулирования рабочего объема в насосе двукратного действия исключается. Число пластин z для наиболее равномерной подачи рекомендуется выбирать кратным четырем; чаше всего z=12.

Подача пластинчатых насосов определяется следующими выражениями:

для насоса однократного действия

(2.6)

для насоса двукратного действия

(2.7)

Здесь b – ширина пластин в осевом направлении: d - толщина одной плас­тины; a - угол наклона пластин к радиусу в сторону вращения ротора (обычно a=0 – 15°): r – радиус внутренней поверхности статора; е—величина эксцентриситета; r₁ и r₂ – соответственно большая и малая полуоси внутренней поверхности статора; h₀ – объемный к. п. д., принимаемый рав­ным 0,75—0,98.

Подробнее о пластинчатых насосах см. в литературе [2,11].

В табл. 1.13 приведены основные технические данные пластинчатых насосов двукратного действия типа Г 12-2, широко применяющихся для подачи чистого минерального масла в системах металлорежущих станков и прессов

Таблица 1.13 – Технические характеристики пластинчатых насосов

Марка насоса	Производительность, л/мин	Рабочее давление, МПа	Коэффициент полезного действия
Первого насоса	Второго насоса	Первого насоса	Второго насоса	Объемный	Эффективный
Первого насоса	Второго насоса	Первого насоса	Второго насоса
Г12-21А	5/8	-	6,5	-	0,62	-	0,5/0,54	-
Г-12-21	8/12	-	6,5	-	0,71	-	0,55/0,66	-
Г12-22А	12/18	-	6,5	-	0,77	-	0,65/0,71	-
Г12-22	18/25	-	6,5	-	0,79	-	0,7/0,79	-
Г12-23А	25/35	-	6,5	-	0,85	-	0,75/0,81	-
Г12-23	35/50	-	6,5	-	0,88	-	0,75/0,82	-
Г12-24А	50/70	-	6,5	-	0,88	-	0,8/0,7	-
Г12-24		-	6,5	-	0,9	-	0,7	-
Г12-25А		-	6,5	-	0,91	-	0,75	-
Г12-25		-	6,5	-	-	-	0,7	-
Г12-26А		-	6,5	-	-	-	0,75	-
Г12-14А		-	6,5	-	0,88	-	0,71	-
Г12-14		-	6,5	-	0,9	-	0,76	-
Г12-15А		-	6,5	-	0,92	-	0,81	-
Г12-15		-	6,5	-	0,93	-	-	-
Г12-16Б		-	6,5	-	0,93	-	-	-
Г12-16А		-	6,5	-	0,93	-	-	-
Г12-41Б		-	6,5	-	0,64	-	0,32	-
Г12-41А		-	6,5	-	0,7	-	0,45	-
Г12-41		-	6,5	-	0,73	-	0,5	-
Г12-42		-	6,5	-	0,8	-	0,6	-
5Г12-21А	5/8	5/8	6,5	6,5	0,62	0,62	0,46	0,46
5Г12-21	5/8	8/12	6,5	6,5	0,62	0,71	0,46	0,50
5Г12-22А	5/8	12/8	6,5	6,5	0,62	0,77	0,46	0,63
5Г12-22	5/8	18/25	6,5	6,5	0,62	0,79	0,46	0,67
5Г12-23А	5/8	25/35	6,5	6,5	0,62	0,85	0,46	0,73
5Г12-23	5/8	35/50	6,5	6,5	0,62	0,88	0,46	0,79
8Г12-21	8/12	8/12	6,5	6,5	0,71	0,71	0,50	0,0
8Г12-22А	8/12	12/18	6,5	6,5	0,71	0,77	0,50	0,63
8Г12-22	8/12	18/25	6,5	6,5	0,71	0,79	0,50	0,67
8Г12-23А	8/12	25/35	6,5	2,5	0,71	0,85	0,50	0,73
8Г12-23	8/12	35/50	6,5	2,5	0,71	0,88	0,50	0,79
12Г12-22А	12/18	12/18	6,5	6,5	0,77	0,77	0,63	0,63
12Г12-22	12/88	18/25	6,5	6,5	0,77	0,79	0,63	0,37
12Г12-23А	12/18	25/35	6,5	2,5	0,77	0,85	0,63	0,73
12Г12-23	12/18	35/50	6,5	2,5	0,77	0,88	0,63	0,79
18Г12-22	18/25	18/25	6,5	6,5	0,79	0,79	0,67	0,67
18Г12-23А	18/25	25/35	6,5	6,5	0,79	0,85	0,67	0,73
18Г12-23	18/25	35/50	6,5	6,5	,79	0,88	0,67	0,79
25Г12-23А	25/35	25/35	6,5	6,5	0,85	0,85	0,73	0,73
25Г12-23	25/35	35/50	6,5	6,5	0,85	0,88	0,73	0,79
35Г12-23	35/50	35/50	6,5	6,5	0,88	0,88	0,79	0,79
5Г12-24А			6,5	6,5	0,88	0,62	0,71	0,46
5Г12-24			6,5	6,5	0,9	0,62	0,76	0,46
5Г12-25А			6,5	6,5	0,91	0,62	0,81	0,46
8Г12-24А			6,5	6,5	0,88	0,71	0,71	0,5
8Г12-24			6,5	6,5	0,9	0,71	0,76	0,50
8Г12-25А			6,5	6,5	0,91	0,71	0,81	0,50
12Г12-24А			6,5	6,5	0,88	0,77	0,71	0,63
12Г12-24			6,5	6,5	0,9	0,77	0,76	0,63
12Г12-25А			6,5	6,5	0,91	0,77	0,81	0,63
18Г12-24А			6,5	6,5	0,88	0,79	0,71	0,67
18Г12-24			6,5	6,5	0,9	0,79	0,76	0,67
18Г12-25А			6,5	2,5	0,91	0,79	0,81	0,67
25Г12-24А			6,5	6,5	0,88	0,85	0,71	0,73
25Г12-24			6,5	6,5	0,9	0,85	0,76	0,73
25Г12-25А			6,5	2,5	0,91	0,85	0,81	0,73
35Г12-24А			6,5	6,5	0,8	0,88	0,71	0,79
35Г12-24			6,5	6,5	0,9	0,88	0,76	0,79
35Г12-25А			6,5	2,5		0,88	0,81	0,79
50Г12-24А			6,5	6,5	0,88	0,88	0,71	0,71
50Г12-24			6,5	6,5	0,88	0,90	0,71	0,76
50Г12-25А			6,5	6,5	0,88	0,92	0,71	0,79
70Г12-24			6,5	6,5	0,90	0,90	0,76	0,76
70Г12-25А			6,5	6,5	0,90	0,92	0,76	0,79
100Г12-25А			6,5	2,5	0,92	0,92	0,79	0,9

Моментные гидроцилиндры

В разных литературных источниках эти гидроцилиндры имеют различные названия, например: моментные гидроцилиндры, неполноповоротные гидромоторы [1, 8], шиберные гидроцилиндры [2] и т. д. Особенность этих гидравлических машин в том, что их выходной вал (рис. 1.19) совершает возвратно-поворотное движение меньше, чем один оборот. Рис. 1.19

Основные параметры ОГМ

Основные параметры объемных насосов, гидродвигателей и гидропередач в целом можно выразить через механические, гидравлические и энергетические показатели.[3].

К механическим показателям относятся: моменты на валах (М) насосов, гидромоторов и моментных гидроцилиндров, угловые скорости их движения (w), усилия на штоках (F) гидроцилиндров и линейные скорости (V).

Гидравлическими показателями являются: подача насоса (Q_H), расход жидкости гидродвигателем (Q_d), давление на выходе насоса (Р_н), давление на входе в гидродвигатель (Р_d), потери давления в гидросистеме (DР).

Энергетические показатели позволяют связать между собой механические и гидравлические. К ним относятся: входная (N_вх) и выходная ( N_вых) мощности насоса и гидродвигателей, которые отличаются друг от друга за счет потерь мощности (DN), учитываемых коэффициентами полезного действия (h).

Преобразование энергии в гидромашине сопровождается потерями (рис.1.39), поэтому баланс мощности гидромашины (насоса или гидродвигателя) может быть представлен уравнением:

N_вх=N_вых+ DN₀+DN_г+DN_мех (2.102)

где N_вх - входная или затраченная мощность; N_вых - выходная или полезная мощность; DN₀, DN_г, DN_мех - соответственно мощности объемных, гидравлических механических потерь.

Рисунок 1.39 – Потери в насосе (а) и в гидродвигателе (б):

1 - объемные (потери жидкости через неплотности); 2 - гидравлические (потери напора в рабочих органах и каналах); 3 - механические (потери на трение в движущихся частях машины)

Для насоса (рис. 1.39,а) и гидродвигателя (рис.1.39,б), исходя из баланса мощности, теоретическая (внутренняя или индикаторная) мощность будет:

N_н.т=N_вых+ DN₀+DN_г и N_д.т=N_вх- DN₀-DN_г (2.103)

Теоретическая мощность - это мощность потока жидкости внутри машины.

Объемные потери возрастают с увеличением давления, а гидравлические потери растут с увеличением скорости потока и не зависят от давления.

Рисунок 1.40 – Схема гидропередач

Для гидропередачи (рис 1.40) баланс мощности запишется так[3]:

N_вх=N_вых+SDN_н+SDN_д+DN_с (2.104)

где SDN_н и SDN_д - соответственно сумма потерь мощности в насосе и гидродвигателе; DN_с- потери мощности в гидросети (магистральной линии).

Все потери в гидромашине оцениваются полным или общим К.П.Д.

h= N_вх /N_вых (2.105)

Отсюда следует:

N_вх=N_вых/h и N_вых=N_вх * h. (2.106)

У насосов обычно бывают известны выходные гидравлические параметры (давление, подача), а у гидродвигателей - входные, что определяет специфику их расчетных зависимостей.

Основные параметры и расчетные зависимости насосов

(с индексом «н») и гидродвигателей (с индексом «д»)

Входная и выходная мощности:

N_н.вых=р_нQ_н и N_д.вх=р_дQ_д (2.107)

где р_н - давление насоса, Н/м²; Q_н - подача, т.е. объем жидкости, выдаваемый насосом в единицу времени, м³/с; р_д и Q_н - соответственно давление и расход гидродвигателя.

Теоретическая мощность:

N_н.т= р_н.тQ_н.т=(р_н+Dр_н)*(Q_н+DQ_н), (2.108)

N_д.т= р_д.тQ_д.т=(р_д -Dр_д)*(Q_д -DQ_д) (2.109)

где р_н.т - теоретическое давление, т.е. давление, которое создал бы насос при отсутствии в нем потерь давления Dр_н; Q_н.т - теоретическая подача; такую подачу имел бы насос при отсутствии утечек DQ_н; р_д.т - теоретическое давление гидродвигателя, т.е. давление, которое было бы полностью реализовано в нем при отсутствии в нем потерь давления Dр_д; Q_д.т - теоретический расход; такой расход имел бы гидродвигатель при отсутствии в нем утечек DQ_д.

Входная и выходная мощности:

N_н.вх=р_нQ_н/h_н и N_д.вых=р_дQ_дh_д, (2.110)

где h_н и h_д - полный или общий к.п.д. насоса и гидродвигателя.

К.П.Д., которые характеризуют только механические, или гидравлические, или объемные потери гидромашин , определяют следующим образом:

механический К.П.Д.

h_н.мех=N_н.т/N_н.вх=р_н.тQ_н.тh_н/р_нQ_н (2.111)

h_д.мех=N_д.вых/N_д.т=р_дQ_дh_д/р_д.тQ_д.т (2.112)

гидравлический К.П.Д.

h_н.г=р_н/р_н.т (2.113)

h_д.г=р_д.т/р_д (2.114)

объемный К.П.Д.

h_н.о=Q_н/Q_н.т (2.115)

h_д.о=Q_д.т/Q_д (2.116)

полный К.П.Д.

h_н=h_н.оh_н.гh_н.мех (2.117)

h_д=h_д.оh_д.гh_д.мех (2.118)

Входная мощность насоса и выходная мощность гидродвигателя могут быть определены по крутящему моменту на валу (см.рис.1.40) или усилию на штоке

N_н.вх=М_нw_н=М_нpn_н/30 (2.119)

N_д.вых=М_дw_д=М_дpn_д/30 (2.120)

N_н.вх=Р_нV_н и N_д.вых=Р_дV_д (2.121)

где М_н и М_д - крутящий моменты на валах, Н·м; w_н и w_д - угловые скорости, 1/с; n_н и n_д - скорости вращения, об/мин; Р_н и Р_д - усилия на штоках, Н; V_н и V_д - линейная скорость штока, м/с.

Обычно для гидродвигателей М_д и Р_д находят расчетным путем по параметрам проходящего через них потока

М_д=30р_дQ_дh_д/pn_д и Р_д=р_дQ_дh_д/V_д (2.122)

Основные параметры и расчетные зависимости гидропередачи

Полный К.П.Д. гидропередачи, который учитывает все потери в ней:

h=N_д.вых/N_н.вх=(М_дpn_д/30)/ (М_нpn_н/30)=k_Mi=N_д.вхh_д/(N_н.вых/h_н)=h_н h_д h _с, (2.123)

где k_M=М_д/М_н -коэффициент трансформации момента; i=n_д/ n_н- передаточное отношение; h_с=N_д.вх/N_н.вых - к.п.д. гидросети (магистральной линии, трубопровода).

Если принять: Q_н=Q_д=Q, то необходимое давление насоса

р_н=р_д+Dр_с=р_д+rg а_m Q^m (2.124)

где р_с=rg а_mQ^m- потери давления в гидросети, зависящая от режима движения и шероховатости труб.

На основании этой формулы строятся характеристики внешних сетей, на которые работают насосы.

Для контроля работы гидропередачи (см. рис. 1.40) к патрубкам насоса (сечения I-I и II-II) и гидродвигателя (сечения III-III и IV-IV) подключают приборы.

При опытном исследовании гидромашин трудно отделить механические потери от гидравлических. Поэтому, как правило, определяют только объемный и полный К.П.Д., которые и указываются в каталогах насосов и гидродвигателей.

У объемных гидромашин относительное влияние гидравлических потерь невелико, и поэтому их гидравлический к.п.д. примерно равен единице.

Ориентировочные значения параметров каждого типа гидромашин и гидропередач приведены в таблице 1.16.

Требования к рабочим жидкостям

Передача энергии и управляющих сигналов в гидросистемах осуществляется через рабочие жидкости, в ка­честве которых применяются в основном минеральные масла и их смеси, спирто-глицериновые смеси, водо-масляные эмульсии, а также жидкости на основе фосфор­ных и кремнийорганических эфиров. При высоких рабочих температурах (порядка 500—700° С) используются жидкие сплавы щелочных металлов[2].

В каждом конкретном случае проектирования гидросистемы выбор рабочей жидкости зависит от множества факторов, которые нужно учитывать в соответствии с их значением для работы данной системы.

Ниже приведен перечень основных требований, предъявляемых к рабочим жидкостям гидросистем:

1. Низкая стоимость.

2. Инертность по отношению к используемым в гидравлической системе материалам, включая металлы, красители, пластмассы и эластичные материалы уплотнений.

3. Хорошая смазывающая способность в рабочем диапазоне температур и давлений.

4. Оптимальная вязкость и незначительное ее изменение в рабочем диапазоне температур и давлений.

5. Большой срок службы, устойчивость против нагрева, окисления, радиации, проникновения воды, негигроскопичность и незначительная взаиморастворимость с водой.

6. Безопасность в пожарном отношении в рабочем диапазоне температур.

7. Безопасность для здоровья людей, как самой жидкости, так и ее паров при разложении жидкости в процессе работы.

8. Малая способность к поглощению и растворению воздуха, малая склонность к вспениванию.

9. Большой модуль объемной упругости.

10. Малый удельный вес.

11. Хорошая теплопроводность, большая удельная теплоемкость.

12. Высокая температура кипения.

Объемные гидроприводы

3.1.1 Общие понятия и определения

Под гидроприводом понимают совокупность устройств — гидромашин и гидроаппаратов, предназначенных для передачи механической энергии и преобразования движения при помощи жидкости. По принципу действия гидромашин гидроприводы делятся на объемные и гидродинамические.

Гидродинамический привод (передача) состоит из лопастных гидромашин — насосного и турбинного колес, предельно сближенных друг с другом и расположенных соосно (см. гл. 20).

Гидропривод, содержащий объемные гидромашины, называется объемным. Принцип действия простейшего объемного гидропривода основан на практической несжимаемости капельной жидкости и передаче давления по закону Паскаля.

В состав объемного гидропривода входят источник энергии, объемный гидродвигатель (исполнительный механизм), гидроаппаратура (устройства управления) и вспомогательные устройства (кондиционеры и др.).

По виду источника энергии гидроприводы делят на три типа.

1. Насосный гидропривод — гидропривод, в котором рабочая жидкость подается в гидродвигатель объемным насосом, входящим в состав этого привода. Насосный гидропривод наиболее широко используется во всех отраслях машиностроения. В зависимости от характера циркуляции рабочей ж