Расходные характеристики роторных насосов.

Основной характеристикой роторного насоса объемного действия является зависимость расхода жидкости от давления, рис. 8.1 (линии, выходящие из точек а и б).

Рис. 2.1.

Характеристики объемного насоса

 

Наклон графика Q = f (Р) определяется величиной утечек q жидкости в зазорах насоса. (а их уровень – точностью изготовления прецизионных деталей, образующих замкнутые объемы рабочих камер и давлением).

Утечки с увеличением давления возрастают линейно (закон Пуазейля), поэтому при измене-нии скорости вращения вала n₁ и n₂ уровень утечек не меняется.

  В красных точках (Р_кл) давление достигает уровня срабатывания предохранительного клапана, поэтому насос переливает рабочую жидкость в бак гидросистемы.

  Объемный к. п. д. определяется формулой:                        η_о = (Q_и – q_у)/Q_и,           (2.8)

поэтому с уменьшением частоты вращения объемный к. п. д. снижается.

  Например при n₁ = 1000 об/мин, идеальная подача Q_и равна 12 л/с, а утечки q = 0,5 л/с.                  Тогда: η_о1 = (12 – 0,5)/12 = 0,9583.

  Если увеличить обороты до n₂ = 1200 об/мин, а подачу до 14,5 л/с, то получим:

                                                  η_о2 = (14,5 – 0,5)/14,5 = 0,9655.

  Очевидно, что при увеличении скорости вращения с ростом подачи объемный к. п. д. увеличивается.

Общий вывод: чем более скоростным является насос (гидромотор), тем больше у него объем-ный к. п. д. (Но тем меньше гидравлический к. п. д.).

  Если к насосу не подключен предохранительный клапан, то при определенном предель-ном возрастании давления, оно (давление) разрушит насос или трубопроводы, муфту, соеди-няющую валы насоса и приводного двигателя или сам приводной двигатель и т. д.

  Как и для двигателей, снижение расхода насоса под давлением называют просадкой. На-сос «просаживается под давлением).

  При увеличении давления, крутящий момент на валу насоса и его двигателя увеличива-ется, что приводит к дополнительной просадке.

      

Подача насоса снижается не только из-за роста утечек q, но и из-за снижения скорости вра-щения вала (просадки электродвигателя).

      

Большое значение для насосов имеют характеристики, отражающие изменение подачи Q в за-висимости от вакуумметрической высоты всасывания Н.

  Такие характеристики получают при испытаниях насоса при постоянных частоте вра-щения вала и давления на выходе. Она позволяет судить не только об изменении Q с ростом разряжения в рабочих камерах насоса, но и дает возможность определить максимально воз-можную высоту всасывания жидкости при заданной частоте вращения.

  Рассмотрим кавитационную характеристику объемного насоса, рис. 2.3.

Рис. 2.3.

Кавитационная характеристика на-соса (ЭНП-4).

Характеристики определялись при изменении частоты вращения от 0,66 до 2 об/с. Они показывают, что до наступления кавитации по-дача насоса при заданной частоте приводного вала остается постоян-ной, причем с повышением пос-ледней зона безкавитационной ра-боты уменьшается.

      

Различают две стадии кавитации:

1 ст. Жидкость отрывается от поршня в начале всасывания, затем догоняет поршень и запол-няет рабочую камеру. Происходит гидроудар, но подача не уменьшается.

2 ст. Жидкость догоняет поршень в начале хода нагнетания, происходит гидроудар и сниже-ние подачи.

  Высоту всасывания Н принимают такой, при которой не возникает даже первая стадия и обеспечивается кавитационный запас.                        

    Действительная подача насоса Q представляет собой прямую линию, параллельную гра-фику идеальной подачи Q_и = V₀·n, смещенную вниз на величину утечек q, соответствующих номинальному давлению насоса. Если n < n_min, то расход насоса Q = 0 (все, что он выдает – идет в утечки).

 

Рис. 2.5. Зависимости подачи (расхода) рабочей жидкости от частоты вращения вала гидромашины (слева – насос, справа – гидромотор)

 

  Если бы насос был идеальной машиной, то при номинальном давлении он выдавал бы расход Q_и.

  При подаче жидкости в гидромотор с расходом Q_м, вал машины, нагруженный моментом М останется неподвижным, так как за счет Q_м покрываются утечки q.

  Для получения минимальной частоты вращения n_min, необходимо, что бы Q_м > q. Тогда угловая скорость будет равна:                n_min = Q_м /V₀.

  Номинальная скорость вала n_ном будет достигнута при расходе Q_м = Q_ном. Для идеального гидромотора при том же номинальном расходе была бы достигнута скорость вращения Q_и > Q_ном.

 

У регулируемых гидромашин изменение рабочего объема в диапазоне V_0min …V_0max оценива-ют параметром регулирования:    ε = V₀/V_0max = var.                                                             (2.9)

 

   Когда рабочий объем максимален, параметр ε = 1, когда минимален, ε = 0.

  На рис. 2.6 показаны зависимости объемного к. п. д. от параметра регулирования ε при различных значения номинального давления в гидросистеме Р.

  Для нерегулируемых насоса и гидромотора объемный к. п. д. определяется по формулам:                               

                                          η_он = (Q_ин – q_у)/Q_ин = 1 – q_у /Q_ин (насос)                                 (2.10)

                                          η_ом = Q_им /(Q_им + q_у) = 1/(1 + q_у /Q_им) (мотор)                       (2.11)

где индексы «н» и «м» обозначают насос и мотор.

  Для регулируемых насоса и гидромотора формулы (2.10 и 2.11) принимают вид:

                      η_он = 1 – q_у /(ε_н·V_0н·n_н)      (регулируемый насос)                                  (2.12)

                            η_ом = 1/[1 + q_у /(ε_м·V_0м·n_м)] (регулируемый мотор)                           (2.13)

  Из формул следует, что при ε_н = ε_м = 1 к. п. д. регулируемых насоса и гидромотора, так же как и нерегулируемых, максимален, рис. 2.6-а, но с увеличением давления он уменьшается. Если параметр регулирования уменьшается ε → 0, то падает и объемный к. п. д., так как сни-жается расход, а утечки остаются постоянными.

 

      

 

С увеличением давления утечки возрастают пропорционально (рис. 2.6-б), поэтому объемный к. п. д. уменьшается и чем меньше параметр регулирования ε, тем сильнее падает к. п. д.

  На рис. 2.6-в показаны зависимости объемного к. п. д. от частоты вращения вала гидро-машины. Расход увеличивается пропорционально скорости вращения, а утечки – нет. Доля утечек в возрастающем расходе снижается, поэтому объемный к. п. д. с увеличением часто-тоты вращения увеличивается.

Гидравлические потери ΔР_г определяются местными сопротивлениями в проточных ка-налах гидромашины. Так как они расположены рядом, то всю систему каналов в гидромаши-не можно рассматривать как единое гидравлическое сопротивление, а потери давления найти по выражению:                                             ΔР_г = ζv²ρ/2,                                                 (2.14)

где ζ – коэффициент комплексного местного сопротивления, v – средняя скорость потока жидкости.

  Проточные каналы в однотипных машинах геометрически подобны, поэтому достаточно для одного типоразмера найти коэффициент ζ, чтобы по формуле (2.14) определить потерю давления ΔР_г в гидромашине._.

 

Механические потери определяются силами и моментами трения во всех подвижных со-единениях деталей, приведенными к валу гидромашины – М_тр.

Вернемся к индикаторной диаграмме. Индикаторное давление равно сумме давления нагне-тания и давления всасывания или разности ординат точек г и а.

      

Тогда индикаторная мощность насоса равна (Вт):   N_i = ΔР_i·V₀·ω = ΔР_i·Q_и,           (2.15)

где ΔР_i – изменение индикаторного давления внутри рабочей камеры (Н/м²), ω – частота вращения вала (рад/с), Q_и – идеальная подача (расход) рабочей жидкости (м³/с).

Гидравлические потери ΔР_г это доля индика-торного давления ΔР_i, поэтому гидравличес-кий к. п. д. насоса будет равен:                     

                η_гн = 1 – ΔР_г /ΔР_i.                     (2.16)

Механическийк. п. д. определяется через ин-диикаторную и потребляемую мощности:                                                                                                                                          

                     η_мн = N_i / N_п.                   (2.17)

  Если потребляемую мощность представить суммой мощности механических потерь и ин-дикаторной мощности:                              N_п = N_м + N_i,                                                   (2.18)

то подставляя (2.18) в (2.17) получаем:

     η_мн = N_i /(N_м + N_i) = 1 /(1 + N_м/N_i) = 1 /(1 + М_трω/ΔР_iV₀ω) = 1 /(1 + М_тр/ΔР_iV₀).         (2.19)

                                            

  Гидромеханический к. п. д. насоса равен: η_гмн = η_гн ·η_мн.

  После соответствующих подстановок получим гидромеханический к. п. д:

- нерегулируемого насоса:                                                                       (2.20)

- регулируемого насоса:                                                                               (2.21)

   Формулы для расчета гидромеханического к. п. д. гидромотора имеют вид (без вывода):

- нерегулируемого гидромотора:                                                                    (2.22)

- регулируемого гидромотора:                                                                     (2.23)

  На рис. 2.7 показаны зависимости гидромеханического к. п. д. от параметра регулирова-ния, давления и частоты вращения.

  Уменьшение параметра регулирования ε в соответствии с выражением (2.21) приводит к снижению η_гм, рис. 2.7-а, но при большем давлении это снижение меньше.

  В отличие от объемного к. п. д. гидромеханический к. п. д. при повышении давления уве-личивается, рис. 2.7-б, (см. формулы 2.20 и 2.21) что частично повышает полный к. п. д., рав-ный их произведению.

 

 

 

      

 

 

Снижение гидромеханического к. п. д. при увеличении скорости вращения, рис. 2.7-в, обус-ловлено ростом механического трения и гидравлического сопротивления потоку жидкости в проточных каналах машины. Но с увеличением давления эти потери сказываются меньше, так как вырабатываемая мощность пропорциональна рабочему давлению.

  Все рассмотренные характеристики являются обобщенными. Для каждого конкретного типа роторной машины эти характеристики могут заметно отличаться.

 

 

  Радиально-поршневые гидромашины.

Радиально-поршневые гидромашины используются как насосы с постоянной или пере-менной подачей, и как гидромоторы с постоянной или переменной скоростью вращения вала. Они широко применяются в различных транспортно-технологических машинах (строительно-дорожных, подъемно-транспортных, горных и др.).

Принципиальная схема регулируемого радиально-поршневого насоса показана на рис. 2.8. Он состоит из статора 1, в котором эксцентрично установлен ротор 2. В цилиндрах ротора установлены поршни 3, опирающиеся сферическими головками на статорное кольцо.

Так как центры ротора и статора расположены с эксцентриситетом е, то при вращении ротора поршни скользя головками по статору, совершают возвратно-поступательное движе-ние, совершая за оборот ход всасывания и вход нагнетания.

Рис. 2.8.

Схема однорядной радиально-поршневой гидромашины однократного

действия

 

Всасывание и нагнетание жид-кости идет по каналам 4 и 5, расположенным в распредели-тельной цапфе 6.

 

Регулирование подачи и ревер-сирование насоса при неизмен-ной частоте вращения осущест-вляется изменением величины или знака эксцентриситета е смещением статора влево отно-сительно ротора.

Машина однократного действия такова, что в ней за полный оборот ротора в каждой рабочей камере происходит одно всасывание и одно нагнетание.

Если поверхность статорного кольца 1 имеет волнообразную поверхность, то кратность гидромашины будет равна количеству пар выступов и впадин.

Многорядная радиально-поршневая гидромашина имеет несколько комплектов качающих узлов в одном роторе, установленных один за другим. То есть на рисунке 2.8 мы видим одно сечение (качающий узел) за ним еще такое же и т. д. Если, например, комплектов качающих узлов три, то каждый из них повернут относительно другого на 120° для снижения пульсации.

Подача радиально-поршневого насоса зависит от величины эксцентриситета е. Если экс-центриситет равен нулю, поршни перестают двигаться в цилиндрах и подача прекращается. При дальнейшем смещении статора, эксцентриситет становится минусовым и насос перека-чивает жидкость в противоположном направлении.

Средняя подача однократного, однорядного насоса рассчитывается по уравнению:

                                                                                             (2.24)

где d – диаметр поршня; h– ход поршня (h = 2e); z – число поршней; n – число обо-ротов ротора в единицу времени (1/с); η_о – объемный к. п. д.

    Для многорядной гидромашины выражение подачи примет вид:

                                                                                                                                 (2.25)

где m – рядность гидромашины.

    Расход насоса можно выразить через рабочий объем V₀:

                                                                                                                                 (2.26)

где ε – параметр регулирования (для регулируемых гидромашин ε = 0…1, для нерегули-руемых - 1).

    Если угловая скорость задана в рад/с (ω = 2π·n), то расход насоса равен:

                                                                                                                             (2.27)

    Скорость вращения вала радиально-поршневого гидромотора определяется по формуле (1/с):                                                                                                                                      (2.28)

Или в рад/с:                        (2.29)

Крутящий момент формируется суммой тангенциальных сил F_t, возникающих в точке контакта поршней с по-верхностью статора, рис. 2.10.

Точка контакта а определяется пересечением линии óа с поверхностью статора. Сила F_t действует по касательной к поверхности статора в точке а. Радиальная по ротору сила F_r равна силе давления жидкости на поршень.

 

Рис. 2.10. Силовая схема радиально-

поршневой гидромашины

 

F – равнодействующая радиальной и тангенциальной сил.

  Значение силы F_t зависит от положения поршня: при горизонтальном положении она обращается в ноль, а в вертикальных – становится максимальной. Так как в работе одновременно находится насколько поршней, крутящий момент на валу определяется суммой текущих значений F_t на каждом поршне. Очевидно, что чем больше поршней в роторе, чем больше рядность и кратность гидромашины, тем больше и момент.

Для насоса – это момент сопротивления, который должен преодолевать приводной двигатель, для гидромотора – это полезный крутящий момент, преодолевающий какую-либо нагрузку и совершающий полезную работу.

В конечном итоге момент сопротивления на валу радиально-поршневого насоса опре-деляется через его рабочий объем:

                                                                                                                                (2.30)

где η_гм – гидромеханический к. п. д., ΔР – перепад давлений в напорной и всасывающей гидролиниях насоса. Для нерегулируемых насосов ε = 1.

  Крутящий момент, развиваемый валом радиально-поршневого гидромотора, определя-ется выражением:                                                                                                  (2.31)

где ΔР – перепад давлений в подводящей и сливной гидролиниях гидромотора.

---

Дата добавления: 2018-05-12; просмотров: 613; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

---

---

Мы поможем в написании ваших работ!