Никитин О.Ф. Гидравлика и гидропневмопривод DJVU (948287), страница 32
Текст из файла (страница 32)
Теоретическая подача равна произведению рабочего обьема и частоты вращения вала насоса Д, = 1'в „и„. Большинство конструктивных исполнений объемного насоса позволяют регулировать подачу посредством изменения рабочего объема. Такой насос называют регулируемым, т. е. он обеспечивает в заданных пределах изменение подачи. Некоторые конструкции объемного насоса позволяют осуществлять изменение направления движения подаваемой рабочей жидкости на противоположное без изменения направления вращения вала насоса. Такой насос называют реверсивным.
Для регулируемого н реверсивного насосов теоретическая подача определяется как 182 Гл. б. Обьеиные гидромаигины 0т — 1 ОнннннСУпн~ где Р~„ ,„ — максимальный рабочий объем; су — параметр регулирования рабочего объема, +1 > 1у' > — 1. С учетом того, что особенностью объемных насосов является наличие множества зазоров с неподвижными и подвижными стенками, в которых происходят основные потери энергии, фактическая подача Дфменьше теоретической Д,на величину объемных потерь подачи насоса: а.
=аф +ау и. Под объемными потерями подачи насоса Д „= Г(р„; и„) понимают величину, на которую уменьшается фактическая подача из-за утечек и перетечек рабочей жидкости через зазоры в рабочих камерах с высоким давлением, неполного заполнения рабочих камер из-за содержания воздуха в жидкости и сжатия рабочей жидкости. Утечки существуют в любом, самом технически совершенном насосе. Вследствие малых поперечных размеров зазоров и значительной вязкости жидкости эти утечки и перетечки имеют ламинарный характер течения, т. е. объемные потери подачи пропорциональны перепаду давления в зазорах машины, Д „„=/гррн„.
Отсюда следует, что действительная характеристика насоса представляет собой прямую линию с наклоном в сторону роста давления. При изменении частоты вращения вала насоса часто объемные потери подачи определяют с помощью следующего выражения: Д„„= /г„пн. В этих выражениях /гр и /г„— коэффициенты объемных потерь, определяемые давлением нагнетания и частотой вращения вала насоса (ее изменением при работе насоса).
Безразмерный коэффилиепт подача — отношение фактической подачи, измеренной при определенных значениях давления на выходе насоса, вязкости рабочей жидкости, частоте вращения вала и прочих параметрах, влияющих на объемные потери, к его теоретической подаче: 183 '/ П ! н~ 1Нялп 'я п~ якнля я! Практически ко>ффициспз пола ш 1п =. у„„111/(1ь глс 11~, и ~ меренная фактическая подача при зада|шом даплшшп и пыхпдпой полости насоса; Дв — подача насоса, измеренная при минимально возможном давлении нагнетания в выходной полосги пасоса (в режиме холостого хода). Поминальное давление р„,„, МПа, — наибольшее установленное значение давления рабочей жидкости, при котором насос должен работать в течение установленного срока службы с сохранением параметров в пределах заданных норм.
Перепад давления — разность между давлением рабочей жидкости в полостях нагнетания и всасывания 1на выходе и входе) насоса. Момент на валу насоса М„, Н м, Мя =1вя Аря(фп) лч и) где )гв„— рабочий объем насоса; Лр„— перепад давления в полос- тях насоса; г)п,л„,„„— гидромеханический КПД насоса, свидетельствующий о потерях энергии на преодоление механических сил трения и местных гидравлических сопротивлений. Полезная мои)ность насоса )У„, Вт, определяется мощностью потока рабочей жидкости в выходной полости насоса.
Потребляемая мощность насоса зависит от КПД насоса г1„, который характеризует степень его совершенства и показывает, какая часть суммарной подводимой энергии полезно используется. Обозначение насоса на схемах. Условные графические обозначения насосов по функциональным признакам в гидравлических схемах, согласно ГОСТ 2.782 — 96, показаны на рис. 6.1. Обозначения не отражают принцип действия и схему конструктивного исполнения. Стрелки наружу — отдача энергии.
б в г Рис. 6.1. Условные графические обозначения нерегулируемого (а), регулируемого нереверсивного Щ н нерегулируемого (в) и регулируемого (г) реверсивного насосов Рабочие характеристики. Основной рабочей характеристикой объемного насоса будем считать зависимость подачи Д„от 184 / ! в ! яв, ллм ов>! ~!ввкллм дппв'ппя !! и!ах!!д!к!и и!!шк'!и п!нпСп, !. !'.,лп!и!сопя !)щ и !и!!и!сп! и;и !к г:пп!я, (1„1' ( !!„, ) (Рпс. (!."), !шк п(капп!о, прн постоянных пцчаппгх зсмпсрпгуры нли вязкости применяемой рабочей жидкпсп!, давлщп!я во входной полости (давление в полости всасываппя) и др.
Используются также следующие характеристики: М„- /(р!!!.); А1! =л,в!! = ! (р„„); т)„= г(ркт).При динамических расчетах принимают, что О„= Де — Арр„— )гкл„. рв !,о г'з ~~г Рне. 62. Рабочие характеристики нерегулируемого (а) и регулируемого (б) объемных насосов вй ВП 1,О пк Рис. 6.3. Зависимость !),я, — объемного, !1,.„,,„„— гнлромеханического н !1„— полного КПД объемного насоса от давления нагнетании (а) н частоты вращения вала (б) Преобразование энергии связано с объемными, механическими и гидравлическими потерями (рис.
6.3). При увеличении вязкости до определенных значений повышается объемный КПД, однако при этом снижается механический КПД и увеличивается гидравлическое сопротивление каналов. Поэтому для повышения полно- 185 Ч. П. Гидроинеаиооривод го КПД наиболее приемлемой будет такая вязкость, при которой суммарные (объемные и механические) потери будут минимальными. Согласно теории подобия роторных гцдромашин, разработанной В.В. Мишке, в этих гидромашинах имеется три вида потерь энергии и каждая из этих потерь для данной гидромашины оценивается постоянным безразмерным коэффициентом: 1) объемные — на утечки и перетечки, коэффициент )с; 2) механические — на жидкостное трение, коэффициент й 3) механические — на «сухое» трение, коэффициент Ц Эти коэффициенты определяются опытным путем. Объемный и механический, а следовательно, и полный КПД роторной гидромашины определяются тремя указанными коэффициентами, но, кроме того, зависят еще от безразмерного критерия подобия, характеризующего режим рабаты машины, о =- сЭДцсн), где  — характерный размер; р — ди- намическая вязкость; со — угловая скорость вала гидромашины.
Для роторного насоса 1 1 — /с„,о Чобн =1 — )стто' Чнехн = Чн 1+к,,р+),р~сг 1ь/с ч-lс . /а Примерные значения коэффициентов 1с, lс, и /с, для разных видов роторных насосов можно найти в специальной литературе. Кроме того, для каждого насоса их можно приближенно оценить по опытным характеристикам. Зная эти коэффициенты, можно пересчитывать значения КПД насоса с одних условий его работы на другие. Однако при этом следует иметь в виду приближенный характер формул, определяющих КПД, и не рассчитывать на точность расчета в широком диапазоне изменения критерия о.
На рис. 6.4 приведен примерный вид кривых изменения коэффи- ЦИЕНтОВ Ч,б„, Ч „,„н И Чн НаСОСа В ЗаВИСИМОСтИ От КРИТЕРИЯ ПО- добия о. Объемный КПД т1,б н при увеличении значения критерия о неуклонно уменьшается по линейному закону, гндромеханический КПД т1„н „,„н возрастаег, но лишь до известного предела, после чего вопреки теории подобия начинает резко снижаться, так как наступа- * Аксиально-поршневой регулируемый гидропривод ! Под ред. В.Н. Прокофьева. М., 1969. 186 Гл. б.
Обаемггые гидрочаигиггы ег предел работоспособности насоса— выжимание смазки с поверхностей 1 О трения вследствие высокого давления. При некотором оптимальном значении Ч гиимах н критерия подобия полный КПД ро- Чн торного насоса имеет максимальное значение. Примерно такой же вид о имеют и характеристики роторных насосов при постоянных значениях ез Рис. 6.4.
Зависимости КПД роторного насоса от крите- Неравномерность подачи объемного насоса, обусловленная цикличностью рабочего процесса, характеризуется коэффициентом неравномерности Чмгнгиах Чихи~и~и ога =2 Чмгн ахах ~ Чмгн пни где Ч,, и Ч ги м — максимальное и минимальное значениЯ мгновенной подачи пасоса. При изменении объема рабочей камеры насоса по синусоидальпому закону неравномерность подачи при нечетном числе рабочих циклов равна 125/гз, при четном числе рабочих циклов — 5/з, где з — число рабочих циклов, со- т вершаемых участвующими в подаче рабочей жидкости замыкателями насоса за один оборот вала. Принцип действия.
По конструктивному исполнению различают возвратно-поступательныс и роторные (аксиально-поршневые, радиально-поршневые, шестеренные, пластинчатые и др.) объемные насосы. Согласно ГОСТ 2.782-96, при необходимости на схемах можно применять обозначения насосов (ручной, шестеренпый, винтовой, пластинчатый, радиально-поршневой, аксиально-поршневой, кривошипный и лопастный центробежный), отражающие принцип действия. В основу кинематической схемы возвратно-поступательных и роторно-поступательных насосов положен кривошишю-шатунный механизм. Кинематическую схему объемного насоса можно представить в виде схемы кривошипно-шатунного механизма (рис. 6.5). Рабочая камера насоса представляет собой цилиндр 4, а вытеснитель — поршень 3. Кривошишю-шатунный механизм (1 — кривошип, 2 — шатун) 187 Ч.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
