Элементная база автотранспортных гидросистем

10.1. Основы расчета роторных гидромашин.

Шестеренные насосы и гидромоторы нашли широкое применение на автомобилях и в гаражном оборудовании, прежде всего благодаря своей конструктивной простоте и нетребовательности к высокой тонкости очистки рабочей жидкости.

В общем виде подачу (расход) шестеренного насоса (гидромотора) определяют по формуле

, (30)

где R_Г и R_Н – соответственно радиусы окружностей головок зубъев и начальной окружности шестерен; b – ширина шестерен; l – половина длины линии зацепления; n – частота вращения ведущей шестерни, мин^-1; η _О – объемный КПД гидромашины.

Геометрический параметр l равен

l = R_Н cos αφ, (31)

где α – угол зацепления шестерен, рад; φ – угол поворота шестерен, рад.

Если шестерни имеют одинаковые размеры и число зубьев, то

Q = 2πDmbnη _О, (32)

где D – диаметр начальной окружности; m – модуль зацепления.

Основные недостатки шестеренных гидромоторов: при малых n и больших давлениях в системе привод имеет значительную неравномерность вращения, относительно большой пусковой момент (давление пуска без нагрузки 1 – 1,7 МПа).

Роторно-пластинчатые гидромашины однократного действия имеют следующую подачу (расход)

Q = 2eb(πD – zt)nη _О, (33)

где e – эксцентриситет гидромашины; b – ширина пластин; D – диаметр статора; n – частота вращения ротора, мин^-1; z – число пластин; t – толщина пластин.

Данные гидромашины компактны, достаточно долговечны, хорошо компонуются в приводах, но очень чувствительны к качеству рабочей жидкости. В конструктивном исполнении как многократного действия они целесообразны в качестве высокомоментных гидроагрегатов для установки непосредственно в ступице ведущих колес транспортных машин.

Роторные радиально-поршневые гидромашины однократного действия имеют среднюю подачу (расход) равную

Q = 0,25πd²eznη _О, (34)

где d – диаметр цилиндра; z – число цилиндров (5, 7, 9). При нечетном числе поршней меньше неравномерность подачи. Достоинства и недостатки этого типа гидромашин аналогичны вышерассмотренным агрегатам.

Аксиально-поршневые насосы и гидромоторы по сравнению со всеми проанализированными ранее типами положительно отличаются следующим: благодаря торцевому распределению они могут работать при больших давлениях с практически постоянным η _О; они способны работать при сравнительно больших n в результате чего имеют меньший рабочий объем на единицу подачи и меньшую массу насоса на единицу передаваемой приводу мощности. Основные недостатки данного типа агрегатов: сложнее и дороже конструкция и производство; они требуют высокой тонкости очистки рабочей жидкости (менее 25 мкм) и ее стабильной вязкости (20 -25 сСт).

Среднюю подачу (расход) аксиально-поршневых гидроагрегатов с шатунным приводом поршней оценивают по формуле

Q = 0,25πd² D₀sinγ znη _О, (35)

где D₀ – диаметр, на котором закреплены шатуны на фланце ведущего вала, γ – угол наклона блока цилиндров гидромашины, рад; z – число поршней (7, 9, 11).

Центробежные насосы нашли широкое применение в моечном гаражном оборудовании благодаря своей простоте и относительно малой стоимости производства и эксплуатации.

Подача однопоточного центробежного насоса равна

, (36)

где V_В – скорость жидкости на входе в насос,1…3 м/с; r₁ – радиус отверстии – центрального входа жидкости; r₂ – радиус ступицы центробежного колеса насоса.

Во всех рассмотренных выше примерах затраты мощности на привод насосной станции составляют (Вт)

, (37)

где Q – номинальная подача станции, м³/с; P – рабочее давление в гидросистеме, Па; η _П – КПД привода насоса (0,93 – 0,95).

10.2. Проблема кавитации объемных гидромашин.

Слово кавитация происходит от латинского глагола cavocavare – делать пустым, так как явление кавитации заключается в образовании разрывов сплошности в некоторых участках потока движущейся капельной жидкости. Разрывы возникают в тех участках потока, где в результате перераспределения давления, обусловленного движением жидкости, происходит значительное местное понижение давления. При глубоком развитии процесса возникают крупные кавитационные каверны, которые являются последней формой кавитационных течений, особенно в потоках около плохо обтекаемых несущих поверхностей.

Основными отрицательными последствиями кавитации для объемных гидромашин являются: уменьшение КПД агрегата, гидроудары на поверхности рабочих элементов машины от замыкания кавитационных пузырьков и постепенное коррозионное механическое разрушение детали; повышенный шум и вибрации оборудования при работе, невозможность применения обычных уравнений гидродинамики при теоретических исследованиях гидромашин, повышенная температура рабочей жидкости и ее быстрое старение.

Наиболее целесообразными путями борьбы с кавитацией в объемных гидронасосах (гидродвигателях) являются: выбор оптимальных геометрических форм деталей, использование качественных сталей и сплавов, подбор рабочих жидкостей с антикавитационными свойствами, создание подпора при входе потока в рабочие объемы гидромашин.

10.3. Уплотнения компонентов гидромашин являются весьма ответственными узлами оборудования, от надежности которых зависит работоспособность гидропривода в целом.

По принципу работы выделяют две основные группы уплотнений, это: в которых контактное давление осуществляется за счет предварительного сжатия уплотняющего элемента при монтаже (прокладки, набивки, шевронные уплотнения и т.д.); уплотнения в которых герметизация достигается за счет увеличения контактного давления под действием рабочего давления жидкости. По характеру работы бывают уплотнения подвижных и неподвижных элементов гидропривода.

Срок службы уплотнительного узла должен составлять не менее 7 лет с суммарным рабочим ходом L_РХ до 6000 м, 5 лет при L_РХ до 20000 м и 1 – 2 года при L_РХ более 50000 м.

Например, для гидродомкратов и подъемников утечки через уплотнения не должны превышать 0,5 – 0,6 капель на 1 метр рабочего хода.

Материал уплотнений должен быть химически устойчив к рабочей жидкости и не вызывать коррозии деталей гидропривода.

Важнейшим оценочным показателем гидроуплотнений является сила трения, которую они создают.

Манжетные уплотнения из маслостойкой резины и полихлорвинила создают силу трения (Н)

F_ТР =πD_Ш l_КμP, (38)

где D_Ш – диаметр штока (цилиндра), см; l_К – ширина контактной поверхности между манжетой и штоком (цилиндром), см; μ – коэффициент трения, 0,08; P – рабочее давление в системе, Н/см².

Сила трения для резиново-тканевых уплотнений шевронных манжет с предварительным сжатием равна (Н)

F_ТР =πD_Ш l_Кk, (39)

где k – удельное трение, 22 Н/см².

10.3. Основы расчета гидролиний

Проектный расчет гидравлических трубопроводов включает гидравлический расчет и расчет на прочность. В гидросистемах автомобилей и гаражного оборудования используются жесткие металлические трубопроводы и гибкие рукава (шланги).

Внутренний диаметр (условный проход) трубопровода d_ТР определяется по формуле (мм)

, (40)

где Q – наибольший расход на расчетном участке гидросистемы, л/мин; V – допускаемая скорость течения рабочей жидкости, м/с (в зависимости от типа линии и рабочего давления в ней от 2 до 10 м/с).

Затем осуществляется по общепринятой в гидравлике методике оценка потерь давления на преодоление гидравлических сопротивлений.

По результату (40) выбирают трубы или рукава по ГОСТ. Толщину стенки металлических тонкостенных труб оценивают поверочным расчетом по формуле (мм)

, (41)

где P_MAX – максимальное статическое давление, Па; σ_В – предел временного сопротивления материала трубы, (20…41)х10⁶ Па (сталь); d_Н – наружный диаметр трубы, мм; К_З – коэффициент запаса, 3 – 6.

10.4. Основы контроля гидравлических сопротивлений в автотранспортных гидросистемах.

Данный контроль касается, прежде всего, гидравлических фильтров, форсунок и т.п. В общем случае это могут быть любые элементы гидравлического привода. В ходе данных испытаний принято задавать величину гидравлического сопротивления двумя способами. В первом случае при заданном массовом или объемном расходе жидкости через изделие устанавливается величина и допустимое отклонение перепада давления. Для второго способа характерно то, что при заданном перепаде давления устанавливается величина и допустимое отклонение массового или объемного расхода рабочей жидкости. При втором способе величину расхода принято называть пропускной способностью, а применительно к форсункам – производительностью.

Технологическая операция контроля гидравлического сопротивления осуществляется на соответствующих стендах, которые часто называют проливочными установками (рис.37).

Рис. 37. Структурная гидравлическая схема стенда для определения местных гидравлических сопротивлений: 1 – манометр, 2 – фильтр установки, 3 – насосная станция, 4 – вентиль регулирования расхода, 5 – расходомер, 6 – объект испытаний, 7 – бак с рабочей жидкостью

Через испытываемый гидроагрегат 6 пропускается заданный расход рабочей жидкости, установленный вентилем 4 и измеряемый расходомером 5. Жидкость, не поступающая в расходомер через вентиль от насосной станции 3, подается в бак 7. Рабочая жидкость из агрегата 6 свободно сливается в бак стенда, поэтому манометр 1 измеряет избыточное давление на входе в испытываемый объект, а значит, контролирует перепад давления на нем. Дополнительно стенд может иметь термометр для поддержания рабочей температуры жидкости.

10.5. Теоретические основы истечения жидкостей через отверстие и насадки.

Изложенные далее теоретические предпосылки положены в основу расчета, проектирования, изготовления и эксплуатации таких групп гаражного оборудования, как моечное, топливо и маслораздаточное.

При изучении истечения жидкости через отверстие (рис.38.с) предполагается, что стенка тонкая, т.е. d_О ≥ 2δ – отсутствует направляющее действие стенок отверстия.

Рис.38. Схемы истечения жидкости через отверстие и насадки. с) истечение через отверстие; у) истечение через насадки: а – цилиндрический внешний, б – цилиндрический внутренний, в – конический сходящийся, г – конический расходящийся, д – коноидальный

Скорость истечения через отверстие в тонкой стенке равна (м/с)

, (42)

где φ_О – скоростной коэффициент (таблица 2); Н – высота от центра отверстия до свободной поверхности жидкости, м; g – ускорение свободного падения, 9,81 м/с².

Расход жидкости в процессе истечения через отверстие равен (м³/с)

, (43)

где μ_{O =} ε_O φ_О - коэффициент расхода; (44)

ε_O – коэффициент сжатия струи после истечения; ω_О – поперечное сечение отверстия (м²).

Наиболее распространенные в технике типы насадок представлены на рис. 38 у. Анализ данных таблицы 2 совместно с уравнениями (42) – (43) указывает на то, что коноидальные насадки имеют самые лучшие показатели из всех представленных вариантов: при этом самые большие скорости истечения и максимальные расходы. Поэтому в реальных конструкциях моечных, топливо и маслораздаточных установках именно они взяты за основу при проектировании моечных и раздаточных пистолетов.

Коэффициенты истечения для воды в различных случаях

Таблица 2

Типы отверстий и насадок	Коэффициенты
eО	jО	mО
Отверстие в тонкой стенке Цилиндрический внешний насадок Цилиндрический внутренний насадок Конический сходящийся насадок Конический расходящийся насадок Коноидальный насадок	0,64 1,0 1,0 0,983 1,0 1,0	0,97 0,82 0,71 0,967 0,45 0,97	0,62 0,82 0,71 0,946 0,45 0,97

Дата добавления: 2014-01-04