Гидравлические и пневматические системы

Учтем теперь потери энергии, возникающие при движении жидкости. В реальных потоках из-за этих потерь среднее значение полного напора в в конечном сечении всегда меньше, чем в начальном сечении , т.е. Hср1 > Нср2. Поэтому при записи уравнения баланса (средних напоров) в его правую часть добавляют слагаете ?hпот учитывающее потери удельной энергии. Тогда уравнение баланса принимает вид

Hср1 = Нср1 + ?hпот,

z1++б1=z2++б1+?hпот

Уравнение носит название уравнения Бернулли для потока реальной жидкости.

При использовании этого уравнения в дальнейшем индексы «ср» будем опускать. Сравним уравнение Бернулли для струйки идеальной жидкости и уравнение для потока реальной жидкости . Из этого сравнения следует, что в последнем уравнении дополнительно присутсвуют б и ?hпот.

При равномерном распределении скоростей по сечению потока б=1 (поток идеальной жидкости). В потоках реальной жидкости коэффициент Кориолиса в большинстве случаев лежит в пределах 1<б?2.

Суммарная потеря полного напора ?hпот на участке между начальным и конечным сечениями складывается из суммы потерь удельной энергии во всех гидравлических сопротивлениях, расположенных на рассматриваемом участке потока. В гидравлике эти потери энергии принято делить на две группы: местные потери и потери на трение по длине. Местные потери hM -- это потери в местных (локальных) гидравлических сопротивлениях, к которым относятся поворот, сужение или расширение потока, а также различные гидравлические устройства (вентили, жиклеры и т.д.). Потери в большинстве этих сопротивлений вызваны вихреобразованием. Как показывает практика, они пропорциональны квадрату скорости жидкости, а для оценки их величины используется формула Вейсбаха

= жРазмещено на http://www.allbest.ru/

где С, -- безразмерный коэффициент, определяющий потери в данном местном сопротивлении; v -- средняя скорость в трубопроводе, в котором установлено местное сопротивление.

Второй вид гидравлических потерь -- потери на трение по длине -- это потери, которые имеют место в длинных прямых трубах постоянного сечения. Потери на трение по длине вызваны как внутренним трением в жидкости, так и трением о стенки трубы, Эти потери пропорциональны длине трубы l и обратно пропорциональны ее диаметру d. Они имеют достаточно сложную зависимость от средней скорости жидкости v (это будет рассмотрено позднее), но во всех случаях для их оценки может быть использована универсальная для гидравлики формула Дарси

Hтр=л

где л -- безразмерный коэффициент потерь на трение по длине, который принято называть коэффициентом Дарси.

Следует отметить, что определение потерь энергии при расчете!! гидравлических систем является одной из наиболее важных проблем гидравлики.

Экспериментальная (графическая) иллюстрация уравнения Бернулли

Как было отмечено ранее, уравнение Бернулли представляет собой закон сохранения энергии для движущейся жидкости, а каждый член этого уравнения является каким-то видом удельной энергии. Причем любой из этих видов удельной энергии измеряется с помощью достаточно простых устройств и отображается на их шкалах соответствующими высотами. Поэтому уравнение Бернулли может быть наглядно проиллюстрировано на лабораторной установке и представлено в виде графиков.

Рассматриваемая лабораторная установка (рис. 3.6) включает в себя стеклянную трубу переменного сечения, расположенную под углом к горизонтальной поверхности стола. Через эту трубу двигается жидкость (вода). В трех сечениях трубы (1--1, 2--2 и 3--3) установлено по паре стеклянных трубок, которые являются измерительными приборами. Одна трубка из каждой пары (левая) является пьезометром и служит для измерения пьезометрического напора в данном сечении p/(pg). Вторая (правая) трубка в каждом сечении изогнута, и ее срез установлен навстречу потоку жидкости. Такие трубки (их называют трубками Пито) служат для измерения местных полных напоров (без учета нивелирных высот), т.е. p/(pg) + v2/(2g). Следовательно, разность показаний трубки Пито и пьезометра представляет собой местный скоростной напор v2/(2g). На такой установке можно продемонстрировать закон сохранения энергии для движущейся жидкости, описываемый уравнением Бернулли. В качестве плоскости для отсчета нивелирных высот целесообразно использовать плоскость стола. Тогда местный полный напор в начальном сечении 1--1 будет равен геометрической высоте от плоскости стола до уровня жидкости в трубке Пито (точка А1). Этот отрезок, представляющий собой полный напор в сечении 1--1:

H1=z1+,

Рис. 6 Экспериментальная (графическая) иллюстрация уравнения Бернулли

Состоит из трех отрезков, показанных на рис. 3.6. Причем каждый из них может быть измерен на лабораторной установке. Аналогичные отрезки показаны в сечениях 2--2 и 3--3. Если мысленно сочинить уровни жидкости во всех трубках Пито (точки A1 Л2 и А3),то получим линию полного напора (линия А на рис. 3.6). Эта линия по мере удаления от начального сечения 1--1 все более отклоняется и от горизонтальной прямой В. Это вызвано накоплением гидравлических потерь ?hпот по мере движения жидкости и как следствие снижением полного напора Н.

Аналогичная линия, соединяющая уровни в пьезометрах (точки С1 С2 и С3), носит название пьезометрической линии (линия А на рис. 3.6).

Рассматриваемая лабораторная установка позволяет проследить переход разных видов энергии движущейся жидкости из одного в другой.

Например, в сечении 1--1 пьезометрический напор (удельная энергия давления) p1/{pg) и скоростной напор (удельная кинетическая энергия) /(2g) изображены одинаковыми по величине. При движении жидкости до сечения 1'--1' скорость жидкости и скоростной напор /(2g) не меняются. Поэтому линии C и С имеют одинаковый наклон.

При движении от сечения 1'--1' до сечения 2--2 поперечная площадь трубы уменьшается, поэтому возрастают скорость жидкости и скоростной напор, который в узком сечении 2--2 достигает максимального значения /(2g). А так как полный напор

H2=z2+

не увеличивается (даже несколько снижается из-за потерь -- точка А2), то снижается гидростатический напор Z1+Р2/(pg) и пьезометрическая линия С отклоняется резко вниз (до точки С2).

При движении жидкости от сечения 2--2 до сечения З'--З' происходит обратный процесс. Из-за увеличения поперечной площади потока скорость жидкости падает, уменьшается скоростной напор и увеличивается пьезометрическая высота. Поэтому на участке течения от З'--З' до 3--3 и далее скоростной напор (в том числе в сечении 3--3) наименьший.

Основы гидродинамического подобия

При решении прикладных задач в гидромеханике широко применяются методы моделирования физических процессов. Суть этих и годов заключается в том, что при расчете конкретной гидравлической системы используются закономерности, полученные ранее при изучении (или экспериментальном исследовании) подобных процессов в других гидросистемах. В этом случае существенно упрощается решение многих практических задач за счет использования уже известных (подобных) решений. Кроме того, с помощью методов моделирования можно провести исследование работы конкретного устройства или сооружения и лабораторных условиях на модели, выполненной в существенно меньших размерах. Это позволяет в лабораторной обстановке выявить недостатки исследуемого объекта и внести коррективы в его конструкцию. Лабораторное моделирование дает возможность значительно экономить средства при разработке новых машин и сооружений. Эффективность методов моделирования во многом определяется правильностью подбора подобного физического процесса (подобной модели), т.е. решения вопроса о том, какие явления и в каких случаях можно считать подобными, а какие нет. Для оценки степени подобия двух процессов в гидромеханике используют так называемые критерии подобия -- величины (обычно безразмерные), полученные теоретически, но правомочность использования которых подтверждена практикой. Данный подраздел посвящен выбору таких критериев подобия и анализу целесообразности их применения при решении различных практических задач.

Например, для соблюдения полного гидродинамического подобия потоков I и II, показанных на рис. 4.1, необходимо обеспечить три частных вида их подобия: геометрическое, кинематическое и динамическое, причем во всех сходственных сечениях сравниваемых потоков.

Геометрическое подобие подразумевает подобие геометрических размеров в сходственных точках, т.е. отношение любого размера в потоке I к аналогичному размеру в потоке II, называемое масштабом размеров, должно быть постоянным:

==...k1=const

В гидравлике под геометрическим подобием понимают подобии русел, по которым движется жидкость, в том числе их расположение относительно горизонта. Поэтому геометрическое подобие двух потоков может быть достаточно легко проверено сравнением размеров двух русел.

Кинематическое подобие подразумевает подобие скоростей сходственных точках, т.е. отношение любой скорости в первом потоке к аналогичной скорости во втором потоке, называемо масштабом скорости, должно являться постоянной величиной:

==...kv=const

Для выбора критерия (или признака), по которому можно оценить кинематическое подобие потоков, рассмотрим два геометрически подобных потока (см. рис. 4.1). Пусть они являются также кинематически подобными. Тогда эпюра распределения скоростей в сечении 1--1 потока I повторяет эпюру скоростей в сечении 1-- потока II. Действительно, эти эпюры отличаются только по размерам, так как любая скорость в потоке I в kv раз больше таковой потоке II, т.е. законы распределения скоростей в сечениях 1-- обоих потоков одинаковы. То же будет справедливо для сечений 2--2, изображенных на рис. 4.1, и для любых других сечений этих потоков.

Таким образом, признаками кинематического подобия двух геометрически подобных потоков могут являться одинаковые законы распределения скоростей в сходственных сечениях.

Динамическое подобие подразумевает подобие сил (по величине и направлению), действующих в сходственных точках, т.е. от ношение любой силы в потоке I к аналогичной силе в потоке II, называемое масштабом силы, должно быть постоянным:

==...kF=const

Рис. 7. Схема подобия потоков I и II

В потоках реальных жидкостей действуют различные силы: давления, трения, тяжести и др. Сравнение всех этих сил в сходственных точках для двух потоков представляет собой весьма сложную задачу. Поэтому оценку динамического подобия проводят, сравнивая различные силы в данном потоке с одной из сил, которую пользуют в качестве силы сравнения. За такую силу принимают силу инерции Fин.

При оценке динамического подобия находят отношение какой-либо конкретной силы к Fин. Если для двух потоков полученные отношения одинаковы, то потоки считаются динамически подобными. Такие отношения называют критериями (или числами) подобия.

Критериев подобия, используемых в гидромеханике, достаточно много. Наиболее общим из них является число Ньютона Ne. Оно пропорционально отношению суммарной активной силы к силе инерции:

N e~F?/Fин

Однако широкого практического использования этот критерий не получил, в первую очередь из-за существенных сложностей при его вычислении. На практике используют частные критерии подобия. Они вычисляются по тому же принципу, что и критерий Ньютона, но в формулу вида подставляют не суммарную силу F?, а частную силу, которая в данном потоке играет наиболее важную (доминирующую) роль и определяет течение.

В качестве таких сил могут быть использованы силы давления, тяжести и др. Но, как показывает практика, наиболее важными для напорных потоков реальной жидкости являются силы трения Fтр. Критерий с использованием этих сил называют числом Рейнольдса Re. Этот безразмерный параметр принято определять как отношение сил инерции FnH к силам трения FTp:

Re~Fин/FTр

Таким образом, число Рейнольдса является частным случаем числа Ньютона, но при его вычислении принято использовать обратное отношение .

Из рассмотренного можно сделать вывод, что два напорных потока являются динамически подобными, если в их сходственных сечениях одинаковы числа Рейнольдса.

Рис. 8. Схемы установки пластины поперек (а) и вдоль (б) потока.

Таким образом, из анализа частных подобий следует, что для обеспечения полного гидродинамического подобия напорных потоков необходимо: выполнить геометрическое подобие; обеспечить одинаковые законы распределения скоростей в сходственных сечениях; иметь одинаковые числа Рейнольдса в сходственных сечениях.

Практика показывает, что законы распределения скоростей в сечениях напорных потоков однозначно определяются значением числа Рейнольдса. Поэтому все отмеченное выше позволяет сформулировать закон Рейнольдса: для обеспечения полного гидродинамического подобия двух геометрически подобных напорных потоков необходимо равенство чисел Рейнольдса, подсчитанных для любой пары сходственных сечений этих потоков.

Критерий, или число, Рейнольдса Re имеет большое значение для практических расчетов машиностроительных гидросистем.

Для уяснения физического смысла числа Рейнольдса может быть использован следующий опыт. В поток жидкости перпендикулярно направлению движения поместим плоскую пластину бесконечно малой толщины (рис. 4.2, а). Силу, с которой поток воздействует на эту пластину, будем считать пропорциональной FKH. Затем установим эту же пластину в тот же поток, но параллельно направлению движения (рис. 4.2, б). Силу, с которой поток воздействует на пластину в этом случае, будем считать пропорциональной FTр. Подставив эти силы в , получим величину, пропорциональную числу Рейнольдса Re.

Для использования Re в практических расчетах получим фор мулу для его вычисления. Учтем, что сила инерции Fин, с которой поток может воздействовать на неподвижную преграду, пропорциональна произведению плотности жидкости р, условной площади S и квадрата скорости v2:

Fин ~ РS v2

Сила трения пропорциональна произведению касательных напряжений ф и площади условной поверхности S:

Fтр ~ µS ~ vpS

Где l - условный геометрический размер поперечного сечения потока

Подставив зависимости и в и введя знак равенства вместо знака пропорциональности, после математических преобразований получим формулу, по которой принято вычислять число Рейнольдса:

При использовании полученной формулы для потоков жидкости, движущихся в круглых трубах, в качестве скорости v берут среднюю скорость в сечении, а в качестве условного размера l -- внутренний диаметр трубы d. Тогда

Re =

Для напорных потоков с некруглыми сечениями вводят понятие гидравлического диаметра Dr. За эту величину принимают отношение площади сечения потока S к периметру П этого сечения, увеличенное в четыре раза, т.е. Dr = 4-S/П. В формуле вместо им (метрического диаметра d используют гидравлический диаметр Dr, т.е.

Re =

Отметим, что для круглого сечения значения геометрического d и гидравлического Dr диаметров совпадают.

Режимы течения жидкости

Экспериментальные исследования потоков реальной жидкости показывают, что процессы, происходящие в них, существенно зависят от характера (вида) течения. В гидравлике выделяют ша принципиально разных вида течения: ламинарное и турбулентное.

Рис. 9. Демонстрация режимов течения: а - установка; б - ламинарное течение; в - турбулентное течение; 1- резервуар с водой; 2- дополнительный сосуд; 3,6 - краны; 4- трубка; 5 -труба

Для изучения характера этих течений может быть использована установка, представленная на рис. 4.3, а. Она включает в себя резервуар с водой 7, из которого та может вытекать через трубу 5, им полненную из прозрачного материала. В конце трубы установлен кран б для изменения расхода жидкости. Кроме того, в резервуаре г водой 1 смонтирован дополнительный сосуд 2 с водным раствором краски, которая может подводиться по трубке 4 в центр потока воды в трубе 5. Расход краски может регулироваться краном 3, При небольшой степени открытия крана 6 обеспечиваются низкие скорости течения воды в трубе 5. Если в этом случае кран .1 также открыт, то можно наблюдать струйку краски, двигающуюся в потоке воды (рис. 4.3, б). При малых скоростях течения она не перемешивается с основным потоком. Это говорит о том, что соседние струйки воды движутся также «самостоятельно», не перемешиваясь друг с другом. Такой режим течения принято называть ламинарным.

При ламинарном режиме жидкость движется отдельными струями без их перемешивания, все линии тока определяются формой русла потока и, если оно является прямолинейным с постоянным сечением, линии тока параллельны стенкам. В ламинарном потоке отсутствуют видимые вихреобразования, но существуют бесконечно малые (точечные) вихри вокруг мгновенных центров вращения частиц жидкости.

Если постепенно увеличивать степень открытия крана 6, то скорость течения жидкости начнет возрастать и при каком-то ее значении ламинарная струйка краски в трубе 5 начнет разрушаться (рис. 4.3, в). Такую скорость принято называть критической (vKp). Разрушение струйки сопровождается завихрениями краски и перемешиванием ее с соседними слоями воды. Если продолжать увеличивать расход жидкости, то струйка будет разрушаться практически сразу после выхода из трубки 4. Такой режим течения принято называть турбулентным.

При турбулентном режиме течения происходит интенсивное перемешивание струек (слоев) жидкости с образованием большого количества крупных и мелких вихрей. Отдельные частицы жидкости движутся хаотично, и практически ни одна из них не повторяет траекторию другой. Они перемещаются как в продольном, так и в поперечном направлениях. Поэтому скорости и давления при турбулентном течении имеют пульсирующий характер.

Для каждого из отмеченных режимов течения характерны свои особенности и законы (зачастую весьма отличные). Поэтому важно уметь определять расчетным путем режим течения в каждом конкретном случае.

В качестве критерия режима течения используется число Рейнольдса Re. Результаты экспериментов показывают, что разрушение ламинарного режима в круглых трубах начинается приблизительно при Re = 2300. Это значение Re принято называть критическим числом Рейнольдса. Таким образом, при Re < 2300 существует устойчивое ламинарное течение.

Следует иметь в виду, что сразу после разрушения ламинарного течения устойчивого турбулентного течения еще не существует. Устойчивое (развитое) турбулентное течение устанавливается при Rе > 4000. Диапазон чисел Рейнольдса от 2300 до 4000 иногда называют переходной областью, при которой не может существовать ни устойчивого ламинарного, ни развитого турбулентного течений.

Необходимо также иметь в виду, что существуют факторы, косвенно влияющие на режимы течения жидкости в трубах. К ним следует прежде всего отнести вибрацию труб, местные гидравлические сопротивления, пульсацию расхода и др. Все они способствуют образованию турбулентного режима течения жидкости.

В заключение следует отметить, что на практике ламинарные течения наиболее часто встречаются в потоках вязкой жидкости, особенно в трубах (руслах) с небольшими проходными сечениями. Это следует и из анализа формулы для вычисления числа Рейнольдса, так как очевидно, что Re уменьшается с увеличением вязкости и уменьшением диаметра. Такие потоки характерны для многочисленных машиностроительных гидросистем, испольующих минеральные и синтетические масла.

Турбулентные течения встречаются в потоках маловязких жидкостей и в трубах с большими проходными сечениями. К ним относятся потоки в гидравлических системах для перекачки воды или жидкостей на водяной основе, бензина, керосина, а также потоки различных газов.

Течение капельной жидкости с кавитацией

Выше были рассмотрены ламинарный и турбулентный режимы течения жидкости, которые имеют место в гидравлических системах при их нормальной эксплуатации. Но существуют течения, в которых происходит изменение агрегатного состояния капельной жидкости -- часть ее переходит в газообразное состояние. Это в большинстве случаев приводит к нарушению сплошности среды и, как следствие, к сбою нормальной работы гидравлических систем.

Рис. 10. Схема кавитации в местном Рис. 4.5. Изменение коэффициента сопротивлении местного сопротивления ж при кавитации

Подобные проблемы могут возникать в местных гидравлических сопротивлениях и в гидромашинах.

Рассмотрим движение жидкости через трубу с местным сужением (рис. 4.4). В узком сечении 2-- 2 существует повышенная скорость жидкости v2 и в соответствии с уравнением Бернулли -- пониженное давление р2. Увеличение давления рх в начальном сечении 1--1 приводит к увеличению расхода, что влечет за собой еще большее повышение скорости v2 и дальнейшее снижение давления р2. Причем последняя величина может достигнуть значения давления насыщенных паров рн п.

В этом случае в сечении 2--2 начинается интенсивный переход капельной жидкости в газообразное состояние, т. е. образуется множество парогазовых пузырьков. Такое явление в быту называют кипением, а в гидромеханике его принято называть кавитацией. Это приводит к нарушению сплошности потока и образованию «воздушных пробок».

Существенно больший вред может принести последующая конденсация паров и газов, находящихся в пузырьках. Рассмотрим это явление.

Пузырьки паров и газов, образовавшиеся в узком сечении 2--2, движутся вместе с жидкостью (вправо на рис. 4.4) и попадают в зону более высокого давления. Повышение давления происходит на участке от сечения 2--2 до сечения 3--3. В зоне более высокого давления пары конденсируются, т. е. переходят в жидкое агрегатное состояние, а газы растворяются в жидкости. Полость конденсирующегося пузырька (пустота) заполняется жидкостью с большой скоростью -- пузырьки «схлопываются». Этот процесс сопровождается местными гидроударами, т.е. скачками давления в отдельных точках. Такие точечные скачки давления способствуют образованию микротрещин и каверн в стенках, что может привести к их кавитационному разрушению, а в дальнейшем -- к выходу из строя всего гидравлического устройства.

Необходимо отметить, что при кавитации резко возрастают коэффициенты местных сопротивлений ж. На рис. 4.5 представлена зависимость ж от давления в узком сечении 2--2 для трубки, изобиженной на рис. 4.4. Из анализа графика следует, что значение коэффициента сопротивления в широком диапазоне изменения давления р2 остается постоянным, а при р2 = рнп, т.е. при кавитации, резко увеличивается. Это объясняется следующим: при кавитации в сечении 2--2 в любой момент времени присутствует некоторое количество пузырьков, поэтому фактическое проходное сечение потока уменьшается.

В связи с негативными явлениями, сопровождающими кавитацию, ее возникновение в большинстве гидросистем недопустимо.

Тема 1.3 Гидравлические машины

Общие сведения о гидросистемах

В современной технике в основном используются гидросистемы двух типов:

гидросистемы для подачи жидкости;

гидравлические приводы.

Для гидросистем, обеспечивающих подачу жидкости к потребителям, характерно отсутствие устройств, преобразующих энергию жидкости в механическую работу.

К таким гидросистемам относятся: системы водоснабжения и водяного теплоснабжения зданий, системы жидкостного охлаждения и смазывания различных машин, а также системы подачи смазочно-охлаждающих жидкостей (СОЖ) металлорежущих станков и др.

Такие гидросистемы относятся к классу разомкнутых гидросистем, в которых, как правило, движение жидкости обеспечивается за счет работы насоса.

Метод аналитического расчета этих гидросистем базируется на уравнении, а при решении задачи графоаналитическим методом следует искать рабочую точку как точку пересечения характеристики насоса с суммарной характеристикой потребного напора трубопровода.

Гидравлическим приводом называется совокупность устройств, предназначенная для передачи механической энергии и преобразования движения посредством рабочей жидкости. Гидравлические приводы, как правило, относятся к классу замкнутых гидросистем.

В некоторых литературных источниках используется также термин гидропередача. Под гидропередачей в большинстве случаем понимают силовую часть гидропривода, состоящую из насоса гидродвигателя и соединительных трубопроводов с рабочей жидкостью.

Гидромашины, их общая классификация и основные параметры.

Основными элементами гидросистем являются гидромашины. Гидромашина -- это устройство, создающее или использующее поток жидкой среды.

Посредством этого устройства происходит преобразование подводимой механической энергии в энергию потока жидкости или использование энергии потока рабочей жидкости для совершения полезной работы. К гидромашинам относятся насосы и гидродвигатели.

Насосом называется гидромашина, преобразующая механическую энергию привода в энергию потока рабочей жидкости. Основными параметрами, характеризующими работу насоса, привод которого осуществляется от источника механической энергии вращательного движения, являются:

напор насоса Нн, м -- приращение полной удельной механической энергии жидкости в насосе;

подана насоса QH, м3/с -- объем жидкости, подаваемый насосом в напорный трубопровод в единицу времени; частота вращения вала насоса п, об/с, или с-1; угловая скоростью, рад/с (угловая скорость и частота вращения вала насоса связаны между собой соотношением со = 2пп);

потребляемая мощность насоса N, Вт -- мощность, подводимая к валу насоса;

полезная мощность насоса Nn, Вт -- мощность, сообщаемая насосом потоку жидкости;

коэффициент полезного действия (КПД) насоса ?н -- отношение полезной мощности насоса к потребляемой.

Некоторые из отмеченных параметров необходимо рассмотреть подробнее.

Одним из важнейших параметров насоса является его напор. Он равен разности полных напоров жидкости на выходе насоса и на входе в него, т.е. зависит от нивелирных высот z, давлений р, скоростей течения жидкости v, а также коэффициентов Кориолиса б и плотности жидкости р. После алгебраических преобразований эта разность приводится к формуле

где индексы 1 относятся к параметрам на входе в насос, а 2 -- на выходе.

Для существующих конструкций насосов разность высот (Z2~Z1) расположения центров тяжести входного и выходного проходных сечений ничтожно мала и ею в расчетах пренебрегают.

Разность скоростных напоров [третье слагаемое в формуле ]можно принимать во внимание только в низконапорных насосах при условии, что у них площади входного и выходного отверстий отличаются по размерам.

Для подавляющего большинства насосов основной величиной, определяющей значение напора насоса, является разность пьезометрических высот [второе слагаемое в формуле ]. Очень часто разность давлений на выходе и входе насоса называют давлением, создаваемым насосом, или просто давлением насоса РН=Р2~Р1- Таким образом, с учетом сказанного выше для большинства насосов можно считать

Необходимо также рассмотреть такой важный параметр насоса, как коэффициент полезного действия. КПД, или полный КПД, насоса определяется отношением полезной и потребляемой мощностей. Потребляемая мощность насоса N, т.е. мощность на его валу, определяется по формуле



где Мн -- момент на валу насоса; со -- угловая скорость вала насоса.

Полезная мощность Nn, т. е. мощность, сообщаемая насосом потоку жидкости, определяется по формуле

Тогда полный КПД насоса

Необходимо отметить, что для характеристики работы гидромашин, кроме полного КПД, используют также частные КПД, которые учитывают различные виды потерь энергии. Различают три основных вида потерь энергии.

1. Гидравлические потери -- это потери напора на движение жидкости в каналах внутри гидромашины. Они оцениваются гидравлическим КПД зr. Применительно к насосу гидравлический КПД

где Нт -- теоретический напор насоса; -- суммарные потери напора на движение жидкости внутри насоса.

2. Объемные потери -- это потери на утечки и циркуляцию жил кости через зазоры внутри гидромашины из области высокого давления в область низкого. Они оцениваются объемным КПДзп .Применительно к насосу объемный КПД можно рассчитать следующим образом

где QT -- теоретическая подача насоса; qyx -- суммарная утечка жидкости из области нагнетания в область всасывания.

3. Механические потери -- это потери на механическое трение в подшипниках и уплотнениях гидромашины, оцениваемые механическим КПДзп .Применительно к насосу механический КПД можно определить по формуле

где ?Nтр -- мощность, затрачиваемая на преодоление сил трения, возникающих в подшипниках и уплотнениях насоса; Nr -- гидравлическая мощность -- мощность, которую насос создал бы, если бы не было объемных и гидравлических потерь.

Следует иметь в виду, что полный КПД насоса зн равен произведению трех частных КПД:

Гидродвигатель -- это гидромашина, преобразующая энергию потока жидкости в механическую работу. Иными словами, гидродвигатель использует энергию потока жидкости для выполнения некоторой полезной работы.

Выходным звеном гидродвигателя называется его элемент, непосредственно совершающий полезную работу. В большинстве случаев это или вращающийся вал, или шток, движущийся возвратно-поступательно.

Основными параметрами, характеризующими работу гидродвигателя, являются:

напор, потребляемый гидродвигателем Нгд, м -- полная удельная энергия, отбираемая гидродвигателем у потока рабочей жидкости;

расход, потребляемый гидродвигателем Qm, м3/с -- объем жидкости, потребляемый гидродвигателем из трубопровода в единицу времени;

частота вращения выходного вала гидродвигателя п, об/с, или с-1;

скорость поступательного движения выходного штока v, м/с; ; момент на выходном валу гидродвигателя Мт, Н * м (для гидродвигателей с вращательным движением выходного звена);

нагрузка (сила) на штоке гидродвигателя F, Н (для гидродвигателей с возвратно-поступательным движением выходного звена);

потребляемая мощность гидродвигателя N, Вт -- мощность, отбираемая гидродвигателем у потока жидкости, проходящего через него;

полезная мощность гидродвигателя Nп Вт -- мощность, развиваемая на выходном звене гидродвигателя;

коэффициент полезного действия (КПД) гидродвигателя згд -- отношение полезной мощности гидродвигателя к потребляемой.

Некоторые из отмеченных параметров необходимо рассмотреть подробнее.

Одним из важнейших параметров является напор Нгд, потребляемый гидродвигателем. Он равен разности полных напоров на входе гидродвигателя и на выходе из него. По аналогии с напором насоса [см. формулу ] напор, потребляемый гидродвигателем, подсчитывается по формуле

где индекс 1 относится к параметрам потока на входе, а индекс 2 -- на выходе гидродвигателя.

Для подавляющего большинства гидродвигателей основной величиной, определяющей значение напора Нгд, потребляемого гидродвигателем, является разность пьезометрических высот [второе слагаемое в формуле ]. Очень часто разность давлений на входе и выходе гидродвигателя называют давлением, потребляемым гидродвигателем, или перепадом давления на гидродвигателе, ?ргд. Тогда с учетом сказанного выше можно принять

Иногда при гидравлическом расчете трубопровода, содержащего гидродвигатель, перепад давления ?ргд на гидродвигателе называется также потерей давления в гидродвигателе.

Следует иметь в виду, что потребляемой мощностью для гидродвигателя является мощность, подводимая к нему с потоком жидкости:

Полезная мощность гидродвигателя (мощность на выходном звене) при вращательном движении выходного звена вычисляется по формуле



где Мгд -- момент на валу гидродвигателя, а при возвратно-поступательном движении выходного звена -- по формуле

где F-- сила сопротивления движению выходного звена; v -- скорость перемещения выходного звена.

Отметим также, что гидродвигатель может характеризоваться как полным згд, так и частными КПД, которые взаимосвязаны зависимостью (11.9).

Кроме перечисленных выше, одним из основных параметров, позволяющих судить о возможностях гидромашины, является ее внешняя характеристика. Например, под характеристикой насоса (в большинстве случаев) понимается графическая зависимость его основных технических показателей (напора, давления, мощности, КПД и т.д.) от подачи при постоянных значениях частоты вращения вала насоса, вязкости и плотности рабочей жидкости.

Все гидромашины по принципу действия делятся на два основных типа: динамические и объемные.

Динамическая гидромашина -- это гидромашина, в которой взаимодействие ее рабочего органа с жидкостью происходит в проточной полости, постоянно сообщенной с входом и выходом гидромашины.

Объемная гидромашина -- это гидромашина, в которой взаимодействие ее рабочего органа с жидкостью происходит в герметичной рабочей камере, попеременно сообщающейся с входом и выходом гидромашины.

Динамическую гидромашину можно также назвать «проточной», так как у нее внутренняя проточная полость всегда соединена с > входом и выходом, а объемную -- «герметичной», потому что у нее имеется герметичная рабочая камера, которая может быть соединена в данный момент времени только или с входом, или с выходом гидромашины. Это значит, что в объемной гидромашине входная область всегда отсоединена от выходной. Для рабочего процесса динамической гидромашины характерны большие скорости движения ее рабочих органов и рабочей жидкости, а рабочий процесс объемной гидромашины заключается в силовом взаимодействии рабочей жидкости и вытеснителя гидромашины. Большие скорости движения жидкости и рабочих органов объемной гидромашины при этом в принципе не обязательны, так как основную роль в рабочем процессе играет давление.

Объемный гидропривод, принцип действия и основные понятия

Гидроприводы в зависимости от типа используемых в них гидромашин делятся на объемные гидроприводы и гидродинамические передачи.

Объемный гидропривод -- это гидропривод, в котором используются объемные гидромашины. Принцип действия объемного гидропривода основан на практической несжимаемости рабочей жидкости и на ее свойстве передавать давление по всем направлениям в соответствии с законом Паскаля.

Рассмотрим работу простейшего объемного гидропривода, принципиальная схема которого приведена на рис. 5.1. Он состоит из двух гидроцилиндров 1 и 2, расположенных вертикально. Нижние полости в них заполнены жидкостью и соединены трубопроводом.

Пусть поршень гидроцилиндра 1, имеющий площадь S1, под действием внешней силы F1 перемещается вниз с некоторой скоростью V1. При этом в жидкости создается давление р = F1/S1. Если пренебречь потерями давления на движение жидкости в трубопроводе, то это давление передается жидкостью по закону Паскаля в гидроцилиндр 2 и на его поршне, имеющем площадь S2, создает силу, преодолевающую внешнюю нагрузку F2 = pS2.

Считая жидкость несжимаемой, можно утверждать, что количество жидкости, вытесняемое поршнем гидроцилиндра 1 (расход Q = v1S1), поступает по трубопроводу в гидроцилиндр 2, поршень которого перемещается со скоростью v2 = Q/S2, направленной вверх (против внешней нагрузки F2).

Если пренебречь потерями энергии в элементах гидропривода, то можно утверждать следующее. Механическая мощность N1 = F1v1, затрачиваемая внешним источником на перемещение поршня гидроцилиндра 1, воспринимается жидкостью, передается ею по трубопроводу и в гидроцилиндре 2 совершает полезную работу в единицу времени против внешней силы F2 со скоростью v2 (реализуется мощность N2 = F2v2). Этот процесс можно представить в виде следующего уравнения мощностей:

Таким образом, гидроцилиндр 1 в рассмотренном случае работает в режиме насоса, т.е. преобразует механическую энергию привода в энергию потока рабочей жидкости, а гидроцилиндр 2 совершает обратное действие -- преобразует энергию потока жидкости в механическую работу, т.е. выполняет функцию гидродвигателя.

На основание анализа работы этого простейшего объемного гидроприво-да, а также принимая во внимание задачи, которые необходимо решать по управлению гидроприводом и обеспечению его работоспособности, можно заключить, что реальный объемный гидропривод обязательно должен включать в себя следующие элементы или группы элементов (число перечисленных ниже элементов в составе гидропривода не ограничивается):

энергопреобразователи -- устройства, обеспечивающие преобразование механической энергии в гидроприводе: гидромашины, гидроаккумуляторы и гидропреобразователи;

гидросеть -- совокупность устройств, обеспечивающих гидравлическую связь элементов гидропривода: рабочая жидкость, гидролинии, соединительная арматура и т.п.;

кондиционеры рабочей среды -- устройства для поддержания заданных качественных показателей состояния рабочей жидкости (чистота, температура и т.п.): фильтры, теплообменники и т.д.;

гидроаппараты -- устройства для изменения или поддержания заданных значений параметров потоков (давления, расхода и др.): гидродроссели, гидроклапаны и гидрораспределители.

Рис. 1. Принципиальная схема простейшего объемного гидропривода: 1- гидроцилиндр, работающий в режиме насоса; 2- гидроцилиндр, работающий в режиме гидравлического двигателя

По виду источника энергии жидкости объемные гидроприводы делятся на три типа.

1. Насосный гидропривод -- в нем источником энергии жидкости является объемный насос, входящий в состав гидропривода. По характеру циркуляции рабочей жидкости насосные гидроприводы разделяют на гидроприводы с разомкнутой циркуляцией жидкости (жидкость от гидродвигателя поступает в гидробак, из которого всасывается насосом) и с замкнутой циркуляцией жидкости (жидкость от гидродвигателя поступает сразу во всасывающую гид ролинию насоса).

Аккумуляторный гидропривод -- в нем источником энергии жидкости является предварительно заряженный гидроаккумулятор. Такие гидроприводы используются в гидросистемах с кратковременным рабочим циклом или с ограниченным числом циклов (например гидропривод рулей ракеты).

3. Магистральный гидропривод -- в этом гидроприводе рабочая жидкость поступает в гидросистему из централизованной гидравлической магистрали с заданным располагаемым напором (энергией).

Гидроприводы подразделяются также по виду движения выходного звена. Выходным звеном гидропривода считается выходное звено гидродвигателя, совершающее полезную работу. По этому признаку выделяют следующие объемные гидроприводы:

поступательного движения -- в них выходное звено совершает возвратно-поступательное движение;

вращательного движения -- в них выходное звено совершает вращательное движение;

поворотного движения -- в них выходное звено совершает ограниченное (до 360°) возвратно-поворотное движение (применяются крайне редко).

Если в гидроприводе имеется возможность изменять только направление движения выходного звена, то такой гидропривод называется нерегулируемым. Если в гидроприводе имеется возможность изменять скорость выходного звена как по направлению, так и по величине, то такой гидропривод называется регулируемым.

Основные преимущества и недостатки объемных гидроприводов

Регулируемые объемные гидроприводы широко используются в качестве приводов станков, прокатных станов, прессового и литейного оборудования, дорожных, строительных, транспортных и сельскохозяйственных машин и т. п. Такое широкое их применение объясняется рядом преимуществ этого типа привода по сравнению с механическими и электрическими приводами. Основные из этих преимуществ следующие.

1. Высокая удельная мощность гидропривода, т.е. передаваемая мощность, приходящаяся на единицу суммарного веса элементов. Этот параметр у гидравлических приводов в 3...5 раз выше, чем у электрических, причем данное преимущество возрастает с ростом передаваемой мощности.

2. Относительно просто обеспечивается возможность бесступенчатого регулирования скорости выходного звена гидропривода в широком диапазоне.

3. Высокое быстродействие гидропривода. Операции пуска, реверса и останова выполняются гидроприводом значительно быстрее, чем другими приводами. Это обусловлено малым моментом инерции исполнительного органа гидродвигателя (момент инерции вращающихся частей гидромотора в 5... 10 раз меньше соответствующего момента инерции электродвигателя).

4. Высокий коэффициент усиления гидроусилителей по мощности, значение которого достигает «105,

5. Сравнительная простота осуществления технологических операций при заданном режиме, а также возможность простого и надежного предохранения приводящего двигателя и элементов гидропривода от перегрузок.

6. Простота преобразования вращательного движения в возвратно-поступательное.

7. Свобода компоновки агрегатов гидропривода.

Наряду с отмеченными достоинствами гидропривода, при его проектировании или решении вопроса о целесообразности его использования следует помнить также и о недостатках, присущих этому типу привода. Эти недостатки обусловлены в основном свойствами рабочей среды (жидкости). Отметим основные из этих недостатков.

1. Сравнительно невысокий КПД гидропривода и большие потери энергии при ее передаче на большие расстояния.

2. Зависимость характеристик гидропривода от условий эксплуатации (температура, давление). От температуры зависит вязкость рабочей жидкости, а низкое давление может стать причиной возникновения кавитации в гидросистемеиливыделения из жидкости растворенных газов.

3. Чувствительность к загрязнению рабочей жидкости и необходимость достаточно высокой культуры обслуживания. Загрязнение рабочей жидкости абразивными частицами приводит к быстрому износу элементов прецизионных пар в гидравлических агрегатах и выходу их из строя.

4.Снижение КПД и ухудшение характеристик гидропривода по мере выработки им или его элементами эксплуатационного ресурса. Прежде всего происходит износ прецизионных пар, что приводит к увеличению зазоров в них и возрастанию утечек жидкости, т. е. снижению объемного КПД.

Таким образом, гидравлические приводы имеют, с одной стороны, неоспоримые преимущества по сравнению с другими типами приводов, а с другой стороны -- существенные недостатки. В связи с этим перед специалистами, связанными с проектированием, изготовлением и обслуживанием гидроприводов, ставятся определенные задачи.

Задачами конструктора при проектировании гидропривода являются оптимизация его схемы, обеспечивающей выполнение приводом функциональных требований, и обоснованный выбор элементов гидропривода.

Задачами технолога при изготовлении элементов гидропривода являются обеспечение требуемого высокого качества изготовления, так как это оказывает колоссальное влияние на эксплуатационные характеристики гидропривода. Так, в прецизионных парах, современных гидравлических агрегатов зазоры составляют 5 мкм и г менее. Обеспечить такую точность достаточно сложно.

В задачи обслуживающего персонала во время эксплуатации гидропривода входит выполнение технических условий и требований по его эксплуатации, заключающееся прежде всего в выполнении правил монтажа гидропривода, регулярной смене фильтрующих элементов фильтров и замене рабочей жидкости, а также при необходимости в ее доливке. Выполнение этих требований позволяет значительно продлить срок службы как отдельных элементов гидропривода, так и всего гидропривода в целом.

Струйные насосы

Струйные насосы также относятся к динамическим насосам трения. У этих насосов отсутствуют вращающиеся части, а поток перекачиваемой жидкости перемещается за счет трения, возникающего между ним и другим (рабочим) потоком жидкости. Рабочий поток жидкости подводится к насосу извне и должен обладать достаточной энергией для обеспечения перекачки жидкости с заданными параметрами. Его можно считать условным рабочим органом данного насоса. Рабочий и перекачиваемый потоки могут быть одной и той же или разными жидкостями.

На рис. 6.1 приведена одна из возможных конструктивных схем струйного насоса. Он состоит из полости 7 для подвода перекачиваемой жидкости, сопла 2 для подвода рабочей жидкости, сопла 3 для подвода перекачиваемой жидкости, камеры смешивания 4 и диффузора 5. Рабочая жидкость под напором подводится к соплу 2, из которого вытекает с большой скоростью vx в камеру смешивания 4. Перекачиваемая жидкость из полости 1 через сопло 3 также подводится в камеру смешивания. В последней за счет трения струя рабочей жидкости увлекает перекачиваемую жидкость, обеспечивая ее нагнетание. При этом рабочая и перекачиваемая жидкости перемешиваются и образуют общий поток, движущийся со скоростью v2 (v2 < V\). Диффузор 5 необходим для преобразования кинетической энергии, которой обладает поток на выходе из камеры смешивания, в пьезометрический напор на выходе насоса, т.е. для повышения давления.

В зависимости от видов рабочих и перекачивающих жидкостей различают следующие разновидности струйных насосов: эжектор -- оба потока являются жидкостями; элеватор -- для рабочего потока используется жидкость, которая перекачивает пульпу (смесь жидкости с песком, шлаком и т.д.) или жидкость другой температуры (в системах отопления); инжектор -- для рабочего потока используется газ (пар), который перекачивает жидкость.

Как было отмечено, существенным преимуществом струйных насосов является отсутствие подвижных и вращающихся частей. Кроме того, они малочувствительны к загрязненным и агрессивным жидкостям. В качестве их недостатков следует отметить невысокие давления на выходе и крайне низкие КПД (з = 0,20...0,35). Струйные насосы могут быть использованы одновременно как смесители жидкости.

Рис. 2. Схема струйного насоса: 1- всасывающая полость; 2,3 - сопла, 4 - камера смешивания; 5- диффузор

Центробежные насосы

В результате воздействия рабочего колеса жидкость выходит из него с более высоким давлением и большей скоростью, чем при входе. Выходная скорость преобразуется в корпус насоса в давление перед выходом жидкости из насоса. Преобразование скоростного напора в пьезометрический частично осуществляется в спиральном отводе 1 (см. рисунок 6.2.) или направляющем аппарате 3. Несмотря на то что жидкость поступает из колеса 2 в канал спирального отвода с постепенно возрастающими сечениями, преобразование скоростного напора в пьезометрический осуществляется главным образом в коническом напорном патрубке 4. Если жидкость из колеса попадает в каналы направляющего аппарата 3, то большая часть указанного преобразования происходит в этих каналах.

Рис. 3. Схема насоса со спиральным отводом

a -- без направляющего аппарата; б --с направляющим аппаратом

Направляющий аппарат был введен в конструкцию насосов на основании опыта работы гидравлических турбин, где наличие направляющего аппарата является обязательным. Насосы ранних конструкций с направляющим аппаратом назывались турбонасосами.

Наиболее распространенным типом центробежных насосов являются одноступенчатые насосы с горизонтальным расположением вала и рабочим колесом одностороннего входа. На рисунке 6.3. показана насосная установка, состоящая из центробежного насоса 3 типа НЦС, электродвигателя 5, служащего приводом для насоса и смонтированного вместе с ним на раме 6.

Рис. 4. Схема центробежного самовсасывающего насоса НЦС-1

Этот насос применяется в основном для откачивания чистой воды при разработке котлованов под фундаменты и траншеи, также для других подобных работ в различных отраслях промышленности и строительства. Насос оборудован всасывающим рукавом 2, снабженным фильтром 1 и напорным патрубком 4. Привод насосов этого типа, помимо электродвигателя, может осуществляться бензиновыми двигателями внутреннего сгорания. Характеристика насоса НСЦ-1 приведена на рисунке 6.4..

Рис. 5. Характеристика насоса НЦС-1

Одноступенчатые насосные установки могут быть оборудованы насосами консольного типа -- типа К (см. рисунок 6.5.) с приводом от электродвигателя через соединительную муфту, предназначенными для подачи чистой воды и других малоагрессивных жидкостей.

Насос типа К состоит из корпуса 2, крышки 1 корпуса, рабочего колеса 4, узла уплотнения вала и опорной стойки. Крышка корпуса отлита за одно целое со всасывающим патрубком насоса. Рабочее колесо закрытого типа закреплено на валу 9 насоса с помощью шпонки и гайки 5. У насосов мощностью до 10 кВт рабочие колеса неразгруженные, а у насосов мощностью 10 кВт и выше разгруженные от осевых усилий. Разгрузка осуществляется через разгрузочные отверстия в заднем диске рабочего колеса и уплотнительный поясок на рабочем колесе со стороны узла уплотнения. Благодаря разгрузке снижается давление перед узлом уплотнения вала насоса.



Рис. 6. Схема консольного насоса одностороннего всасывания типа К

Для увеличения ресурса работы насоса корпус (только у насосов мощностью 10 кВт и выше) и сменные корпуса (у всех насосов) защищены сменными уплотняющими кольцами 3. Небольшой зазор (0,3-- 0,5 мм) между уплотняющим кольцом и уплотнитель-иым пояском рабочего колеса препятствует перетоку перекачиваемой насосом жидкости из области высокого давления в область низкого давления, благодаря чему обеспечивается высокий КПД насоса.

Для уплотнения вала насоса применяют мягкий набивной сальник. Для повышения ресурса работы насоса и предотвращения износа вала в зоне узла уплотнения на вал надета сменная защитная втулка 7. Набивка сальника 6 поджимается крышкой сальника 8. Опорная стойка представляет собой опорный кронштейн 10, в котором в шарикоподшипниках 11 установлен вал насоса. Шарикоподшипники закрыты крышками. Смазка шарикоподшипников консистентная.

Рабочие колеса одностороннего всасывания подвержены воздействию осевой силы, которая направлена в сторону входа жидкости в рабочее колесо. Осевая сила возникает из-за того, что расположенная против входного сечения колеса площадь A1 = р D12 / 4 передней стороны заднего диска находится под действием давления всасывания р1, а также по величине площадь задней стороны этого диска -- под давлением нагнетания р2.

Осевая сила Т может быть вычислена из уравнения

T = р / 4 (D12 - Ds2)(p2 - p1).

где D1 -- диаметр входа в рабочее колесо; Ds -- диаметр вала.

В действительности осевая сила несколько меньше, чем вычисленная по этой формуле. Это объясняется тем, что, во-первых, разность давлений p2 - p1 меньше, чем полный напор насоса, так как жидкость за колесом находится во вращении, и, во-вторых, в связи с изменением направления движения жидкости в рабочем колесе от осевого к радиальному возникает противоположно направленное осевое усилие. Однако разгружающая осевая сила существенно мала по сравнению с той, которая возникает под действием разности давления на задний диск рабочего колеса.

Если в одноступенчатых насосах одностороннего всасывания осевая сила может быть надежно воспринята упорным подшипником, то это будет самым экономичным решением. В противном случае необходимо принять меры для уменьшения осевой силы, действующей на упорный подшипник. Это уменьшение может быть достигнуто только при понижении КПД насоса.

Характеристика центробежного насоса

Основное уравнение центробежного насоса может быть использовано для получения его характеристики. Характеристикой насоса принято называть графическую зависимость его действительного напора от подачи H=f(Q), построенную при постоянной частоте вращения п рабочего колеса. Она во многом определяет эксплуатационные свойства насоса и является важнейшим показателем его работы.

...