bonchosmolovskaya_n_e_mehanika_zhidkosti_i_gaza_laboratornyi
.pdf2. Построение графиков Vn = f{F) (нагрузочная характеристика ОГП) и т] = f{F) (энергетическая характеристика гидроцилиндра
(ГЦ))-
Общие сведения
Под гидроприводом (ГП) понимают совокупность устройств - гидромашин и гидроаппаратов, предназначенных для передачи механической энергии на расстояние посредством жидкости. ГП, содержащий объемные гидромашины (насосы, двигатели), называется объемным. Работа объемного гидропривода (ОГП) поступательного движения основана на использовании гидроцилиндров (ГЦ) с аналогичным характером движения выходного звена. Процесс изменения направления и скорости движения поршня, а также величин усилия и мощности называется регулированием ОГП.
Регулирование работы ОГП производится путем изменения параметров потока рабочей жидкости (скорости, расхода и давления). Способ регулирования, при котором параметры потока изменяются с помощью регулирующей гидроаппаратуры, например, гидродросселя, называется дроссельным. При дроссельном способе регулирования часть жидкости, подаваемой насосом, отводится в сливную магистраль, не совершая полезной работы. Дроссель по отношению к ГЦ может включаться как последовательно, так и параллельно. Причем последовательное включение дросселя может быть реализовано либо на входе, либо на выходе из ГЦ. В данной работе, наряду с ознакомлением, проводятся испытания ОГП и ГЦ (схема с дросселем на входе в ГЦ), имеющие целью построение для последних соответственно нагрузочной V„ =fiF) и энергетической т] =J{F) характеристик.
Описание экснериментальной установки
Экспериментальная установка (рис. 33.1) для проведения испытаний включает пластинчатый насос двухкратного действия 1 с электродвигателем 2, трехпозиционный четырехлинейный гидрораспределитель 3, регулируемые дроссели 4, 5 с обратными клапанами 6, 7, ГЦ 8 со штоком 9 и поршнем 10. ГЦ 8 оснащен индукционными концевыми переключателями 11, 12. Замер давлений в
поршневой А и штоковой В полостях ГЦ 8 производится с помощью манометров 13, 14. Для слива рабочей жидкости в гидробак 15 при проведении испытаний параллельно насосу 1 смонтирован переливной клапан 16. Для очистки рабочей жидкости используются фильтры 17, 18. Переключение золотника в распределителе 3 из одной рабочей позиции в другую осуществляется с помощью электромагнитов 19, 20.
Рис. 33.1
Работа на экспериментальной установке осуществляется следующим образом. При нажатии на кнопку «Пуск» включается электродвигатель 2 и приводит в действие насос 1, который подает рабочую жидкость в нагнетательную линию. Жидкость при обесточенных электромагнитах 19, 20 проходит через распределитель (конструкция последнего выполнена с открытым центром) и вновь возвращается в бак 15. Электрические сигналы, управляющие работой электромагнитов 19, 20, формируются при срабатывании индукционных переключателей 11, 12. В свою очередь, формирование сигналов управления последними происходит при нахождении штока 9 в одном из крайних положений (либо левом, либо правом). Подведение штока 9 в любое из указанных положений осуществляется вручную
с помощью кнопок «Вправо» или «Влево», смонтированных на пульте управления. При нахождении штока 9 в одном из крайних положений срабатывает автоматическая система управления распределителем 3 от переключателей 11, 12, в результате чего шток с поршнем 10 приводится в возвратно-поступательное движение в ГЦ. Скорость поршня 10 в ГЦ регулируется с помощью дросселя 4, установленного на входе ГЦ. Для этого поворачивают лимб дросселя 4, что приводит к установлению различной величины коэффициента \|/вх, который характеризует степень открытия проходного сечения дросселя (\|/вх = Si / iSmax, гдв Si И S^^ - соответственно исходная и максимальная площади проходного сечения дросселя на входе в ГЦ). При этом за счет повышения давления в нагнетательной линии часть подачи насоса через переливной клапан сливается обратно в бак. При рабочем ходе (справа налево) поршень совершает работу, преодолевая нагрузку F, величина которой в основном будет зависеть от противодавления ршх жидкости в штоковой полости ГЦ. В данной схеме необходимая величина противодавления р^г создается с помощью дросселя 5 (подключен на выходе из ГЦ) путем изменения степени открытия его проходного сечения, характеризуемой коэффициентом \|/вых. Для дросселя 5 по аналогии с дросселем 4 величина увых также определяется из отношения площадей
Si И Sjnix вых ~ Si / iSmax)-
Порядок выполнения работы
1.Включить общий рубильник и нажать кнопку «Пуск насоса».
2.На пульте управления стенда нажать одну из кнопок: «Вправо», «Влево», что обеспечивает подведение штока ГЦ в одно из крайних положений. При достижении штоком ГЦ крайнего положения срабатывает система автоматического управления гидрораспределителем. С этого момента стенд переходит на автоматический режим работы, что обеспечивает непрерывное возвратно-поступа- тельное движение штока с поршнем в ГЦ.
3.Спустя 5-6 мин после выхода на автоматический режим для входного дросселя 4 установить с помощью лимба первое значение коэффициента \11вх.ь например, увх,! = 0>9.
4.При данном значении \/BX,I установить в цггоковой полости В гидроцилиндра несколько (5-7) возрастающих значений давления purr (1,2,
3, 4, 5, 6, 7 МПа) с помощью выходного дросселя 5. Обеспечивается это за счет перекрытия площа/ги проходного сечения потока, сопровождаемого снижением коэффициента Увых, например, от 0,9 до 0,1.
5. Для каждого значения \|/выхС помощью манометров 13, 14 измерить давления р„ и р^^ соответственно в поршневой А и штоковой В полостях ГЦ. Одновременно с началом движения поршня включается секундомер и замеряется время рабочего хода t^ при прохож-
дении штоком базового расстояния |
между концевыми выключа- |
телями 11, 12. |
|
6. Установить с помощью входного дросселя 4 убывающие значения коэффициента Увх (0,8, 0,7, 0,6, 0,5, 0,4, 0,3, 0,2) и повторить опыты в последовательности, указанной в п. 3-4. Результаты измерений для каждого из указанных значений увх занести в таблицу. Пример записи данных для коэффициента увх == 0,1 приводится в табл. 33.1.
|
|
|
|
Таблица 33.1 |
Таблица опытных данных для \|/bx,i = 0,1 |
|
|||
Коэффициент |
|
Давление в полостях |
||
Номер ^ в ы х - |
^тах . |
Время |
гидроцилиндра |
|
рабочего |
в поршневой |
в штоковой |
||
опыта |
|
хода tp, с |
полости р„, |
полости Ршг, |
\|/вых |
= |
|||
= 0,9...0,1 |
|
МПа |
МПа |
|
1 |
|
|
|
|
2 |
|
|
|
|
3 |
|
|
|
|
4 |
|
|
|
|
5 |
|
|
|
|
П р и м е ч а н и е : Диаметр поршня /)„ = 110 мм; |
|
|||
|
диаметр штока |
= 85 мм; |
|
|
|
ход поршня L„ = 300 мм. |
|
7.После выполнения всех опытов нажать кнопку «Стоп насоса»
иотключить общий рубильник.
Рабочий ход осуществляется при движении поршня в ГЦ справа налево.
Обработка опытных данных
1. Определить эффективные площади поршневой S„ и штоковой 5'шт полостей ГЦ:
е |
с |
) |
'^п - д ' |
'^urr^^v^n |
"шт/• |
2. Вычислить скорость поршня Fjj = ^ |
^ . |
|
|
/ |
т |
3. Принимая для ГЦ с резиновыми уплотнениями величину объемного КПД Tjo = 1, определить расход жидкости Q„ в поршневой полости:
Q
4.Определть нагрузку F (сила противодавления), создаваемую гидравлическим путем и действующую на поршень при рабочем ходе:
5.Определить мощность N, потребляемую гидроцилиндром:
6.Найти полезную мощность N„ на штоке гидроцилиндра
N„ = |
FV„,kBT. |
1. Вычислить коэффициент полезного действия ГЦт1:
^ = NJN.
Результаты вычислений занести в табл. 33.2
Таблица 33.2
|
Ско- |
Расход в |
Нагрузка, |
Мощность |
Мощность |
КПД |
Номер |
рость |
поршневой |
действующая |
полезная |
||
опыта |
поршня |
полости |
на поршенц |
ГЦ |
ГЦ |
ГЦ |
iV, кВт |
|
|||||
|
V., м/с |
Qn, CMVC |
F, Н |
К, кВт |
|
|
1 |
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
5
По полученным данным построить характеристики ОГП {V„
Примерный вид характеристик показан на рис. 33.2, а, б.
Vn |
Л |
|
а) О б)
Рис. 33.2 Примеры характеристик;
Л а б о р а т о р н а я р а б о т а № 3 4
ИСПЫТАНИЯ ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ ПЕРЕДА Ч (ГДП)
Цель работы
1. Ознакомление с экспериментальным стендом для испытаний гидродинамических передач (муфт и трансформаторов).
2. Проведение испытаний ГДП и построение их характеристик (внешней и приведенной).
Общие сведения
ГДП представляют собой сочетание лопастных гидромашин (центробежного насоса и гидротурбины), рабочие колеса которых предельно сближены и размещены соосно в общем корпусе. Впервые ГДП были созданы в Германии (1909-1910 гг.) профессором Фиттигером с целью использования в судовых установках для обеспечения эластичной связи между двигателем и гребным валом.
ГДП разделяются на гидродинамические муфты (ГМ) и трансформаторы (ГТ). Принципиальное различие между ними заключается в том, что при передаче мощности ГМ не изменяет величину
275
момента, а ГТ увеличивает его либо уменьшает (осуществляет трансформацию момента).
Принципиальная схема ГМ показана на рис. 34.1, где 1 - ведущий вал, 2 - ведомый вал, 3 - насосное колесо, 4 - турбинное колесо. Колеса 3, 4 образуют полость, заполненную рабочей жидкостью. Для исключения вытекания последней в конструкции ГМ имеется кожух 5, который соединяется с турбинным колесом 4 (может соединяться и с насосным колесом) и охватывает насосное колесо 3.
Рис. 34.1
При вращении насосного колеса, жестко связанного с ведущим валом, жидкость перемещается от центра к периферии и поступает в турбинное колесо. При этом поток воздействует на лопатки турбинного колеса и отдает ведомому валу ту энергию, которую он приобрел в насосном колесе. Выйдя из турбинного колеса, жидкость вновь попадает в насосное колесо, и таким образом в ГМ устанавливается замкнутая циркуляция потока.
В ГМ между насосным и турбинным колесами отсутствуют элементы, способные вызвать изменения момента количества движения в потоке жидкости. Поэтому, если пренебречь моментом трения вращающегося корпуса о воздух, можно считать, что моменты М\ и Мг соответственно на ведущем и ведомом валах равны между собой:
M i = M 2 = Mo . |
( 3 4 . 1 ) |
Работа ГМ обеспечивается только в случае обгона насосным колесом турбинного. Относительная разность частот вращения насосного п\ и турбинного «2 колес называется скольжением S\
щщ
где i - r i j ! щ - передаточное отношение.
Поскольку ГМ не изменяет момент, передаваемый с ведущего на
ведомый вал, то для расчета её КПД т|гм справедливо |
следующее |
выражение: |
|
^ |
(34.2) |
А/](0] и, |
|
При скольжении S, равном нулю, движение жидкости по кругу циркуляции прекращается ( g = 0) и момент М, передаваемый ГМ, становится равным нулю. При уменьшении частоты вращения ведомого вала П2 (при щ = const) расход Q в круге циркуляции возрастает, что приводит к увеличению момента, передаваемого ГМ.
Для оценки эксплуатационных качеств ГДП на практике используют внешнюю и приведенную характеристики. Внешней характеристикой ГМ (рис. 34.2) называют зависимости крутящего момента М и КПД Т1гм от частоты вращения пг (или от передаточного отношения О при постоянном числе оборотов {щ = const) насосного колеса. Из рассмотрения графиков на рис. 34.2 видно, что зависимость М = ДО при возрастании i имеет вид падающей кривой. В зоне Ы основных эксплуатационных режимов график ц = fii) имеет линейный характер. В зоне АВ, где П] ^ «2 и i—>1, передаваемый момент и КПД резко снижаются, принимая нулевые значения при г = 1.
При необходимости передачи мощности с изменением крутящего момента используются ГГ. Принципиальной особенностью ГТ является то, что между насосным и турбинным колесом установлен неподвижный реактор 6 (см. рис. 34.1, б), т. е. дополнительное ло-
пастное колесо, жестко связанное с кожухом 5. Учитывая наличие реактора в круге циркуляции, для ГТ вместо равенства (34.1) имеем
Ml + Мз = Мг, |
(34.3) |
где Мз - момент на неподвижном лопастном колесе реактора, воспринимаемый кожухом 5.
м |
|
|
i |
|
1 |
|
|
|
;onst |
|
|
|
|
ч |
м |
|
|
|
|
\ |
/ |
1.0 |
|
|
|
|
|
||
|
|
|
/ |
11 |
0.S |
|
|
5 |
Д |
1 |
|
|
|
1 |
|
||
|
|
|
1i |
¥ |
|
|
|
|
|
I |
|
|
/ |
|
|
1 |
0,4 |
О/ |
I I |
|
|
|
|
|
|
|
0,2 |
||
|
|
J |
|
|
|
0,2 0.4 |
0,6 Ofi i |
1 |
Рис. 34.2
В выражении (34.3) величина Мз будет положительной при условии, что передача мощности в ГТ сопровождается снижением частоты «2 и увеличением момента Мг. При работе с обратным изменением «2 и Мг величина Мз в (34.3) будет отрицательной. То есть в первом случае реактор увеличивает закрутку потока, созданную насосным колесом, что вызывает возрастание момента Мг на турбинном колесе. Во втором случае, наоборот, происходит уменьшение закрутки потока, сопровождаемое снижением величины Мг относительно М].
Внешняя характеристика ГТ (рис. 34.3) представляет собой графические зависимости М\ =fiS), Мг и т^гт = ДО при постоянной частоте п\ вращения вала насосного колеса.
м |
|
rii^const |
|
|
п |
|
Мз |
|
|
|
|
1.0 |
|
|
|
|
|
|
||
|
|
/ |
г—/^ |
|
|
0,8 |
|
N |
/ |
л |
|
0,6 |
|
|
f/' _M[iЧ |
1\ |
\\ |
|
||
|
1 |
OA |
||||
|
/ |
|
|
|
|
0,2 |
/// |
/ |
|
|
|
|
|
|
i |
Ч |
|
|||
|
|
|
|
\ |
|
|
О |
0.2 |
0.4 |
0.6 0,8 |
1.0 |
I |
1.2 |
Рис. У\.Ъ
Величину КПД ГТ определяют из выражения
(34.4)
Мх&у Я]
где К - коэффициент трансформации момента, определяемый из отношения
К^Мг/Мг. (34.5)
Данные, необходимые для построения внешней характеристики ГТ, обычно получают в результате его стендовых испытаний. Используя теорию гидродинамического подобия, данные внешней характеристики можно пересчитать с одной конструкции на другую при условии, что их проточные части являются геометрически подобными. По результатам пересчета получают зависимости Я] = Д/), т] =f(i), к называемые приведенной (обобщенной) характеристикой гидропередачи. В этой характеристике Х,) - коэффициент момента на насосном колесе, определяемый из выражения
М, |
(34.6) |
|
рщЩ |
||
|
где р - плотность жидкости; Di - наибольший диаметр рабочей полости насосного колеса.
Общий вид приведенных характеристик для ГТ и ГМ представлен на рис. 34.4 а, б соответственно.