Агрегаты гидросистем технологического

ОБОРУДОВАНИЯ

Насосы

 

В технологическом оборудовании используются только роторные объемные насосы. К ним относятся:

– роторно-зубчатые;

– роторно-пластинчатые;

– роторно-поршневые;

– кулачковые.

Насос - гидравлическая машина, предназначенная для перемещения жидкости в процессе преобразования механической энергии ведущего звена в энергию потока жидкости.

По виду вытеснителей, осуществляющих процесс перемещения рабочей жидкости из камеры всасывания в камеру нагнетания, насосы подразделяются на коловратные (вытеснители совершают только вращательное движение) и кулисные (вытеснители совершают вращательное движение вокруг своей оси и одновременно возвратно-поступательные движения).

К основным параметрам насосов относятся подача насоса, рабочий объем, вакуумметрическая высота всасывания, давление, крутящий момент, мощность, коэффициент подачи, полный гидравлический и механический КПД.

Подача (Q _н) – это отношение объема подаваемой жидкости ко времени, л/мин.

Рабочий объем (n_о) – подача на один оборот ротора.

Вакуумметрическая высота всасывания(Н _в) – разряжение во всасывающей полости насоса, м.

Механическая характеристика насоса представлена на рис.2.1.

 

Рис. 2.1. Механическая характеристика насоса:

P _н – давление, развиваемое насосом; Q _о – теоретическая производительность насоса

 

Давление насоса P _н, устанавливаемое предохранительным клапаном, равно

 

P _н = D Р + Р ₁,

где D Р – потеря давления в напорной магистрали, P ₁ – давление, необходимое для преодоления нагрузки гидродвигателем.

Отрезок Q _s – объемные потери при наибольшем давлении; C ₁ – теоретическая механическая характеристика насоса; C – реальная механическая характеристика.

Мощность насоса N _нзависит от мощности, затрачиваемой на преодоление рабочей полезной мощности и преодоление потерь давления на трение:

N _н = N + å N _т = N + N _тр + N _г + N_v,

где N – мощность, затрачиваемая на полезную работу; N _тр – мощность, затрачиваемая на трение; N _г – мощность, затрачиваемая на гидравлические потери; N_v – мощность, затрачиваемая на компенсацию объемных потерь в насосе.

На практике приводная мощность насоса определяется из формулы

 

где Р _нв МПа, Q _н в л/мин.

К роторно-зубчатым насосам относятся шестеренные, винтовые и героторные. Наибольшее применение в технологическом оборудовании нашли шестеренные насосы из-за простоты конструкции, небольших габаритов, достаточно высокой надежности, технологичности изготовления и высокого КПД. Их недостатки – шум и пульсация потока, а соответственно давления масла в системе.

Существуют различные конструкции шестеренных насосов: с внутренним и наружным зацеплением, c прямыми и винтовыми зубьями. На рис.2.2. показана принципиальная схема насоса с внешним зацеплением

 

Рис. 2.2. Схема насоса с внешним зацеплением:

Р _а – атмосферное давление; Р ₁ – давление в камере всасывания;

Р ₂ – давление в камере нагнетания

 

Камера А – камера всасывания, где в результате выхода зубьев из зацепления происходит увеличение объема. Из-за разности давлений в гидробаке и в камере А происходит всасывание рабочей жидкости. Затем рабочая жидкость попадает во впадины между зубьями и переносится в камеру Б. Давление в этой камере повышается и становится выше атмосферного, а затем рабочая жидкость поступает в гидравлическую систему привода. Насосы с внешним зацеплением могут работать при давлении до 30 МПа, обеспечивая подачу до 300 л/мин. Частота вращения приводного вала находится в пределах 400-4000 мин^-1.

Производительность (подача) подсчитывается по формуле

Q _н = 10^-6 p D_t (D_e – D_t) B n h _v, м³/мин,

где D_t – диаметр делительной окружности зубчатых колес; D_e –диаметр окружности выступов; B –ширина зуба; n –частота вращения; h _v = 0,8-0,9– объемный КПД насоса.

Пластинчатые насосы бывают одинарного действия (неразгруженные) и двойного действия (разгруженные). Применяют насосы только двойного действия. В них две зоны всасывания и две зоны нагнетания. Применяются в приводах с дроссельным регулированием скорости гидродвигателей при больших тяговых усилиях на рабочих органах станка. На рис.2.3 показана принципиальная схема такого насоса.

Рис. 2.3. Схема пластинчатого насоса двойного действия:

1 – статор (его внутреннее отверстие выполнено в форме эллипса); 2 – ротор

(его наружная поверхность имеет цилиндрическую форму); 3 – пластины;

А – камера всасывания; Б – камера нагнетания; S – толщина пластины;

R и r – радиусы эллипса

 

В роторе пластинчатого насоса выполнены пазы, по которым перемещаются пластины 3. Под действием центробежных сил пластины прижимаются к внутренней поверхности статора. Две соседние пластины образуют замкнутую полость. При вращении ротора происходит изменение объема камер, заключенных между двумя соседними пластинами, поверхностями ротора и статора. Там, где происходит увеличение объема камеры, образуется зона разряжения. Там, где происходит уменьшение объема камеры – зона нагнетания. Через окно А происходит всасывание рабочей жидкости, а через окно Б – нагнетание в систему.

Производительность насоса (подача) рассчитывается по формуле

 м³/мин,

где B – ширина ротора, см; R – большая полуось отверстия статора, см; r –малая полуось отверстия статора, см; S –толщина пластин, см; z –число пластин; a–угол наклона пластин к радиусу ротора; n – частота вращения ротора, мин^-1; h _v = 0,7-0,9–объемный КПД насоса.

Производительность определяется геометрическими размерами ротора и его частотой вращения. Эти насосы не реверсивные (работают только в одном направлении). Могут развивать давление рабочей жидкости до 14-20 МПа, обеспечивая подачу до 200 л/мин. Частота вращения ротора может быть в пределах 750-3000 мин^-1.

Роторно-поршневые насосы делятся на три группы, в качестве вытеснителей в которых используются поршни или плунжеры: аксиальные, радиальные и кулачковые. Роторно-поршневые насосы позволяют работать с очень высоким давлением (выше 20 МПа). Они также имеют малые габариты и высокий КПД.

Аксиально-поршневые насосы получили свое название от способа монтажа поршней. Они могут быть расположены параллельно оси вращения ротора или под углом к ней не более 45° (рис.2.4, а и рис.2.4, б).

 

а)

б)

Рис. 2.4. Схема роторно-поршневого насоса:

1 – ротор; 2 – плунжеры (поршни); 3 – наклонная шайба; 4 – распределительный диск; 5 – карданная передача; А – камера всасывания; Б – камера нагнетания

Существуют три способа прижима поршней к наклонному диску:

1) за счет давления масла подаваемого в камеру всасывания от подпиточного насоса;

2) за счет пружин в рабочих камерах;

3) принудительное прижатие за счет карданной передачи.

Количество поршней в роторе 7 или 9. Недостатками этих насосов являются пульсация масла и неуравновешенность вращающегося ротора из-за дисбаланса, отсюда n = 500-2000 мин^-1.

Такие насосы могут быть реверсивными без изменения направления вращения ротора.

Производительность регулируется за счет изменения угла наклона a:

 м³/мин,

где d – диаметр плунжеров, см; R – радиус, на котором расположены плунжеры, см; a –угол наклона шайбы; z – количество поршней; n –частота вращения приводного вала, мин^-1; h _v = 0,8-0,9–объемный КПД насоса.

 

Гидродвигатели

 

Гидродвигателем называется гидравлическая машина, предназначенная для преобразования энергии потока жидкости в механическую энергию ведомого звена. Их можно разделять на гидравлические цилиндры и гидравлические моторы. В приводах наибольшее распространение получили гидравлические цилиндры. Они широко применяются в приводах подач фрезерных, строгальных, шлифовальных станков. Гидромоторы используются реже. Они могут выполнять роль датчиков скорости.

Основными характеристиками гидродвигателя являются расход рабочей жидкости Q, величина крутящего момента M_кр, величина тягового усилия штока гидроцилиндра Q _тяг, величина хода штока и номинальная скорость движения.

Гидроцилиндры по виду движения ведомого звена подразделяются на силовые и моментные. Силовые, в свою очередь, могут быть одностороннего и двустороннего действия. Ведомое звено в них перемещается возвратно-поступательно, а в моментных совершает возвратно-колебательное движение вокруг оси на угол менее 360°. С точки зрения конструктивного исполнения гидроцилиндры бывают плунжерными, суммирующими, телескопическими и мембранными. На рис.2.5 схематически показаны силовые гидроцилиндры двухстороннего (симметричные) и одностороннего (несимметричные) действия.

Скорость штока гидроцилиндра определяется по формуле

,

где F - площадь поршня; Q – производительность насоса.

а)

б)

 

Рис. 2.5. Силовые гидроцилиндры:

а – гидроцилиндр двустороннего действия; б – гидроцилиндр одностороннего действия

В силовых цилиндрах с двухсторонним штоком, у которых площади поршней равны (F ₁ = F ₂), скорость движения поршня будет одинакова в обе стороны и равна

.

 

В гидроцилиндрах с односторонним штоком скорости движения поршня вправо V ₁ и влево V ₂ будут различными (V ₁ ¹ V ₂):

 

, а .

Отношение скоростей будет:

.

 

В случае, если скорости штока должны быть одинаковыми в обе стороны, то гидроцилиндр одностороннего действия подключают по дифференциальной схеме, как показано на рис.2.6.

 

Рис. 2.6. Дифференциальная схема подключения

Со скоростью V ₁ шток гидроцилиндра перемещается вправо, так как давление P ₁ = P ₂, а площадь поршня F ₁ > F ₂. Масло от насоса из правой полости цилиндра будет поступать в левую полость. В этом случае скорость поршня вправо будет равна

 

.

При соединении правой (штоковой) полости цилиндра с насосом, а левой – со сливом, сила на поршне вправо будет меньше, чем влево, поэтому поршень будет перемещаться влево со скоростью

 

.

Так как V ₁ = V ₂, отношение их скоростей

.

Следовательно

 

,

откуда

d = 0,71 D.

Таким образом, для получения одинаковых скоростей вправо и влево необходимо:

1) цилиндр подключить по дифференциальной схеме для перемещения штока вправо;

2) выполнить размеры цилиндра таким образом, чтобы d = 0,71 D.

Величина тягового усилия Q _тяг на штоке гидроцилиндра складывается из следующих составляющих:

,

 

,

 

где Т _н – трение в направляющих рабочего органа, ;

T _ш – трение в штоке (штоковом уплотнении), ;

T _п – трение в поршне, ;

T _о – усилие от противодавления, ;

T _и – сила инерции, .

Здесь P_x, P_y, P_z – составляющие усилий резания;

f – коэффициент трения;

К – коэффициент, учитывающий неравномерность зазоров в направляющих;

P _yп – давление со стороны уплотнения на поверхность штока;

f _y – коэффициент трения в уплотнении;

p Db – площадь контакта;

z – количество уплотнительных колец;

P _к – удельное давление уплотнительных колец;

t_а – время разгона до требуемой скорости.

Расчетная схема для определения тягового усилия представлена на рис.2.7.

 

Рис. 2.7. Расчетная схема:

Р _н – давление масла в рабочей полости цилиндра; Р _о – величина противодавления;

L – длина уплотнения штока; В – ширина уплотнительного кольца поршня; G – масса

перемещаемого узла; S _м – величина минутной подачи (скорость); R_р – внешняя нагрузка

К гидравлическим двигателям, осуществляющим вращательное движение, относятся гидравлические моторы объемного действия. Они бывают роторно-зубчатыми, роторно-пластинчатыми и роторно-поршневыми. Наибольшее распространение получили из пластинчатых радиально-пластинчатые, а из поршневых аксиально-поршневые гидромоторы.

Основными их параметрами являются рабочий объем, крутящий момент (номинальный, пусковой), частота вращения вала (номинальная, максимальная, минимальная), давление на входе (максимальное, номинальное) и расход жидкости.

Радиально-пластинчатые гидромоторы, как правило, двойного действия (с двумя противоположно расположенными камерами). Принцип работы можно объяснить с помощью рис.2.8.

Масло, поступающее от насоса в рабочую камеру под давлением Р _н, действует на пластины (S ₁ и S ₂ – площади пластин). А так как их площади не одинаковы, то возникает составляющая усилия, которая приводит во вращение ротор, а соответственно и вал. Величина крутящего момента определяется:

M_кр = P _н В (R ² – r ²),

где B – ширина пластин; R и r – соответственно большая и малая полуоси эллипса отверстия в статоре.

а)

б)

Рис. 2.8. Схема конструкции пластинчатого гидромотора

 

Принцип действия аксиально-поршневого гидромотора (рис.2.9) состоит в следующем. При подаче жидкости под торцы плунжеров возникает осевая сила Р, действующая на поверхность наклонной шайбы. Окружная составляющая этой силы Т создает крутящий момент:

 

.

Рис. 2.9. Схема аксиально-поршневого гидромотора:

j₁ – текущий угол координаты плунжера относительно оси;

P – сила, с которой плунжер воздействует на наклонную шайбу

Без учета сил трения можно написать, что

, а .

Крутящий момент от одного плунжера составит

M₁ = T x ₁,

 

где  - плечо силы T. D - диаметр окружности, на которой расположены оси цилиндров в роторе, а j₁ - угол поворота ротора.

Крутящий момент от всех поршней, расположенных в рабочей зоне, будет равен

 

.

 

Теоретический крутящий момент, развиваемый аксиальным гидромотором:

.