Содержание к диссертации
Введение
1. Анализ современного состояния и перспекиив развития газожидкостных агрегатов 9
1.1. Объекты техники с одновременным использованием жидкостей и газов под давлением 10
1.1.1. Машиностроение, металлообработка и робототехника 10
1.1.2. Транспортные средства 19
1.1.3. Ремонт и обслуживание технических, технологических систем и бытовых устройств 27
1.2. Анализ конструкций газожидкостных агрегатов объемного действия 29
1.2.1. Роторные газожидкостные агрегаты 30
1.2.2. Поршневые газожидкостные агрегаты 38
1.3. Выбор объекта исследования, определение его целей и задач...43
1.3.1. Выбор объекта исследования 43
1.3.2. Определение цели и задач исследования 45
2. Математическая модель рабочих процессов поршневого газожидкостного агрегата с газовой полостью 47
2.1. Допущения, принятые при построении расчетов 48
2.1.1. Допущения, принятые по отношению к свойствам рабочих жидкостей и газов 48
2.1.2. Допущения, связанные с конструктивными и режимными параметрами агрегата 54
2.2. Существующие методы расчета рабочих процессов газожидкостных агрегатов 55
2.3. Расчет процессов сжатия и расширения в жидкостной полости (насосной секции) газожидкостного агрегата 60
2.3.1. Аналитический расчет рабочих процессов 61
2.3.2. Численный метод расчета рабочих процессов
2.3.2.1. Расчет процесса сжатия и расширения 65
2.3.2.2. Расчет процесса нагнетания в жидкостной полости (насосной секции) 67
2.3.2.3. Расчет процесса всасывания в жидкостной полости (насосной секции) 73
2.3.2.4. Сравнение методов расчета процессов нагнетания и всасывания в насосной секции с учетом и без учета скорости движения жидкости в цилиндре 73
2.4. Особенности реализации алгоритма расчета при математическом моделировании рабочих з
процессов газожидкостного агрегата с газовой полостью 77
2.4.1. Некоторые особенности построения алгоритмов расчета 78
3. Экспериментальное исследование модельного образца газожидкостного агрегата 84
3.1. Цели и задачи экспериментальных исследований 84
3.2. Описание модельного образца агрегата и стенда для проведения экспериментальных исследований 85
3.3. Методика измерений 92
3.3.1. Измерение температуры стенок цилиндра и клапанной плиты ..92
3.3.2. Измерение текущего значения давлений в полостях газожидкостного агрегата 95
3.3.3. Измерение производительности насосной и компрессорной секций 97
3.3.4. Измерение частоты вращения коленчатого вала и положения мертвой точки 100
3.3.5. Измерение фактического зазора в цилиндропоршневой паре... 103
3.4. Экспериментальные исследования газожидкостного агрегата.. 104
3.4.1. Исследование теплонапряженности цилиндра и клапанной коробки 104
3.4.2. Исследование индикаторных диаграмм насосной и компрессорной секции 107
3.4.3. Исследование производительности секций агрегата и перетечек рабочего тела 112
4. Параметрический анализ рабочих процессов газожидкотного агрегата с газовой полостью и вопросы его проектирования 116
4.1. Влияние частоты возвратно-поступательного движения поршня на характеристики газожидкостного агрегата с газовой полостью 117
4.2. Влияние объема газовой полости поршня
на характеристики газожидкостного агрегата 123
4.3. Влияние давления нагнетания насосной секции на ее характеристики 129
4.4. Некоторые вопросы проектирования газожидкостных агрегатов с газовой полостью 131
5. Заключение и основные выводы 147
Литература
- Ремонт и обслуживание технических, технологических систем и бытовых устройств
- Существующие методы расчета рабочих процессов газожидкостных агрегатов
- Измерение температуры стенок цилиндра и клапанной плиты
- Влияние давления нагнетания насосной секции на ее характеристики
Ремонт и обслуживание технических, технологических систем и бытовых устройств
При переходе «Ускоренный отвод» электромагнит золотника 1 отключается, а электромагнит золотника 2 снова включается, и этим изменяется направление потока масла: от насоса через вторую шейку золотника 1 в штоковую полость цилиндра, а из противоположной полости через первую шейку золотника 1 в бак. При положении «Стоп» оба электромагнита отключаются, золотники становятся в положение, показанное на схеме, а напорная магистраль от насоса через вторую шейку золотника 1, шейку золотника 23 и кольцевую выточку вокруг крайнего правого барабана золотника 1 соединяется с баком.
В станкостроении получили широкое применение нерегулируемые насосы: шиберные двойного действия (типа Г12 - токарные, сверлильные, фрезерные и шлифовальные станки); шестеренные (типа Г11 - для ускоренных и вспомогательных перемещений, централизованной смазки и охлаждения); комбинированные сдвоенные поршневые (типа П4 - станки, работающие по автоматическому и полуавтоматическому циклу); радиально-поршневые (типа Г13 - в основном для гидроприводов строгальных и протяжных станков); шиберные (типа Г16 - реверсивные механизмы); аксиально-поршневые (типа П5 - для копировально-следящих систем).
Производительность указанных насосов колеблется в пределах (4,8-420) л/мин, рабочее давление— 1,3—20 МПа. Выбор насоса обусловлен рядом параметров и показателей - потребная сила и давление, рабочая скорость силовых органов и способ ее регулирования, мощность гидропривода и производительность. На основе практики эксплуатации гидропривода можно руководствоваться следующими рекомендациями [9]: - по величине тяговых сил и давлений рекомендуются при усилии менее 20 кН и давлении нагнетания рн 2,0 МПа — шестеренные насосы; при усилии менее 50 кН и рн 5,5 МПа — шиберные насосы; при усилии более 50 кН ирн 10-20 МПа — поршневые насосы; - по величине рабочих скоростей силового органа рекомендуются при скоростях, типичных для рабочих подач — шиберные насосы; при скоростях быстрых перемещений, рабочих продольных подач в шлифовальных и хо-нинговальных станках — шестеренные насосы; при скоростях главного движения — поршневые насосы; - по мощности TV гидропривода рекомендуются: при N 3 кВт — шиберные насосы; при N 4 кВт — шестеренные насосы; при N 5 кВт — поршневые насосы. - по производительности рекомендуются: при QH 140 л/мин — шестеренные насосы; при QH 200 л/мин — шиберные и поршневые насосы.
Жидкость под давлением также широко применяется для смазки и охлаждения трущихся деталей обрабатывающего оборудования и зоны резания, в том числе для смазки масляным туманом, который создается при впрыске жидкости в воздушный поток [9]. В этом случае используются в основном насосы низкого давления.
Наиболее широко сжатый воздух в обрабатывающем оборудовании используется в различного рода зажимных и позиционирующих устройствах. Автор [3] приводит несколько типичных примеров.
На рис. 1.1.4 изображена одна из конструкций нормализованного консольного пневматического скальчатого кондуктора, получившая довольно широкое распространение на практике.
При проектировании зажимных приспособлений очень часто в качестве силовых используются упругие резинокордные элементы (рис. 1.1.5). Заготовки Как правило, в станочном пневмоприводе используется сравнительно низкое давление - 0,4-0,6 МПа, что связано как с условием его безопасной эксплуатации (при разрыве емкостей с расширением воздуха возможно поражение окружающего персонала), так и со стремлением снизить потери энергии с неизбежно возникающими утечками при транспортировке воздуха от компрессорной центральной станции до места его использования.
Потребляемое количество воздуха зависит от конструкции приспособлений и для единичного станочного оборудования составляет не бо-лее 1-5 м /ч.
Большое применение жидкости под давлением и сжатый воздух нашли в системах робототехники и в промышленных манипуляторах. На рис. 1.1.6 приведен пример схемы пневматического привода модуля движения «руки» промышленного робота [28].
Пневмопривод работает следующим образом. При подаче воздуха по впускной магистрали через распределители силового устройства в поршневую полость пневмоцилиндра, перемещается рабочий поршень со штоком, захватным устройством и угольником с определенной средней скоростью. Позиционирование поршня осуществляется противодавлением, т.е. подачей воздуха в штоковую полость пневмоцилиндра при переключении позиции
Существующие методы расчета рабочих процессов газожидкостных агрегатов
Для схемы газожидкостного агрегата с газовой полостью поршня, изображенной на рис. 2.3.2, суммарная масса притекаемой и утекаемой жидкости из рабочей полости определится как: Значение утечек и притечек через неплотности рабочей камеры в процессах сжатия и расширения могут быть определены согласно рекомендациям работ [77, 78].
В общем, система дифференциальных уравнений, описывающая изменение давления в рабочей полости насоса в процессах сжатия и обратного расширения, запишется в виде: / Й1 йт
В процессе нагнетания часть жидкости перемещается через нагнетательный клапан к потребителю (dM15), часть поступает в газовую полость (dM17), будут также происходить утечки жидкости через неплотности всасывающего клапана (dM14), утечки жидкости через поршневое уплотнение (dM12) и утечки жидкости через уплотнение штока (dM19). Базовое уравнение сохранения объема в этом случае запишется в следующем виде: где dVK =FK-VK-dr - изменение объема, обусловленное кинематикой механизма привода. Площадь раздела фаз в полости поршня FK определяется вы ражениемFK = v " шт . где juWH - коэффициент расхода нагнетательного клапана, который является в общем случае функцией Рейнольдса; coWH =7idKWHhKHW - площадь прохода в щели нагнетательного клапана; dKWH - диаметр отверстия нагнетательного клапана. Высота подъема запорного органа нагнетательного клапана hkwH находится из решения уравнения динамики, которое в одномассовои постановке имеет следующий вид: где тпр - приведенная масса подвижных элементов (запорный орган и пружина); FWH - жидкостная сила, действующая на запорный элемент от перепа 69 да давления; Fnp - усилие пружины; Fc - сила сопротивления трения; Fg -сила тяжести.
Утечки жидкости через поршневое уплотнение dMl2, выполненное в виде гладкой концентричной щели, а также величина утечек через сальниковое уплотнение штока dMl9 определяется согласно работам [77, 78].
Утечки жидкости через закрытый всасывающий клапан определяются уравнением: dMu = vwea)wepApewPwdT, (2.43) где juwe - коэффициент расхода неплотности всасывающего клапана, находящегося в закрытом состоянии; cuwe = nd Ji - площадь прохода в щели закрытого всасывающего клапана (величина hwe равна условному зазору Swe); dKwe - диаметр запорного органа всасывающего клапана; Apew - перепад давления на закрытом всасывающем клапане. Определение давлений в газовой полости поршня и в рабочей полости насоса (насосной секции) Газовая полость поршня В процессе нагнетания жидкость из рабочей полости насоса поступает в газовую полость поршня и сжимает в ней газ. Необходимо отметить, что на части хода поршня в процессе нагнетания возможно и обратное направление течения жидкости - из газовой полости в рабочую, и в газовой полости в этом случае наблюдается соответственно процесс расширения жидкости.
Газ в полости поршня сжимается жидкостным поршнем, скорость которого в каждой точке процесса нагнетания определяется формулой:
Учитывая постоянство массы газа в полости поршня и наличие теплообмена газа с его стенками и жидкостью, систему уравнений для определения термодинамических параметров, включающую первый закон термодинамики и уравнение состояния в газовой полости поршня, следует записать в следующем виде: соответственно внутренняя энергия, давление, объем и масса газа; R - газовая постоянная; dVz - изменение объема газовой полости; dVs(M),dVsl - объем газовой полости в (7+7)-й и i -тый момент времени; dPz{1+Y),dPzi - давление газа в (7+7)-й и /-тый момент времени. Величина внешнего теплообмена dQ может быть определена по формуле: dQ = Щ {Тст - Тгг) dr + aF2(Tw - Тгі) dr , (2.46)
Величина коэффициентов теплообмена а (см. уравнение (2.10)) является функцией числа Рейнольдса и, следовательно, скорости жидкостного поршня инг (см. уравнение (2.44)). Значение осредненной температуры поверхности полости поршня Тст и температуры жидкости Tw можно определить экспериментально. Величину Tw можно в первом приближении принять равной значению температуры жидкости на всасывании. Поверхности теплообмена Fj и F2 определяются уравнениями: F 4dl-dL) , 4К, р = {dj-djm) 4 dn/ 2 4 К- Рабочая полость насосной секции При расчете процессов нагнетания и всасывания в рабочей полости насосной секции возможны два подхода: без учета скорости движения жидкости и с ее учетом. Ниже приведено рассмотрение этих вариантов. Расчет процесса нагнетания без учета скорости движения жидкости где px,zx,onwl - давление, геометрическая высота центров тяжести и скорость жидкости в сечении 1-І, тоже с индексом «2» - соответственно для сечения II-II; ах,а2 - соответствующие коэффициенты Кориолиса; M,,Mc,Mm - соответственно потери напора по длине, потери напора на местных сопротивлениях, инерционные потери.
Примем, что координаты центров тяжести сечений 1-І и II-II близки, и их разность практически равна нулю (zl-z2 « 0). Значения коэффициентов Кориолиса, учитывая турбулентный режим течения жидкости, близки к единице и принимаются равными между собой а1=а2=\. Тогда уравнение (2.50) преобразуется к следующему виду:
Измерение температуры стенок цилиндра и клапанной плиты
Как правило, целью параметрического анализа является определение взаимного влияния конструктивных и режимных параметров на внешние характеристики изучаемого объекта. Пользуясь определением Дж. К. Джонса [24], параметрический анализ обычно представляется как упорядоченный поиск, т.е. спланированная последовательность действий.
Как указывают авторы [41], чаще всего целью параметрического анализа является получение дополнительных сведений об уже имеющемся (в какой-то степени освоенном) объекте, необходимых для его совершенствования, реконструкции, придания ему новых свойств, в целях обучения будущих и действующих проектировщиков и т.д. С появлением быстродействующих ЭВМ, оперирующих большими массивами данных, необходимость в таком анализе снизилась, поскольку эта вычислительная техника позволяет успешно использовать методы многопараметрической оптимизации, и может показаться, что отсутствует необходимость в изначальных знаниях о взаимном влиянии параметров проектируемого объекта для получения в процессе оптимизации наилучшего конструктивного решения. Однако такое мнение является неверным, на что указывают авторы [41], т.к. отсутствие полного представления о рабочих процессах объекта может уже на начальном этапе его создания привести к ошибкам, которые будут иметь тяжелые последствия.
В качестве объекта для проведения параметрического анализа выбран газожидкостный агрегат, который подвергся экспериментальному исследованию, описанному в предыдущем разделе. Этот выбор определяется в основном тем, что для него известна зависимость средней температуры стенок рабочих камер, что необходимо для определения теплообмена газа со стенками компрессорной секции и вязкости рабочей жидкости в зазоре цилиндро поршневой группы, использующейся в расчетах течения жидкости в зазоре.
Влияние частоты возвратно-поступательного движения поршня на характеристики газожидкостного агрегата с газовой полостью в поршне
Анализ проведен для давлений всасывания насосной и компрессорной секций, равных 1 бар (0,1 МПа), давление нагнетания насосной секции -11 бар (1,1 МПа), компрессорной секции - 5 бар (0,5 МПа), объем газовой полости в поршне максимальный (100% от конструктивно возможного) и равный 20 см .
Графики зависимости мгновенной подачи газожидкостного агрегата от угла поворота коленчатого вала при разной частоте его вращения (сплошная линия - при наличии газовой полости в поршне, пунктирная -без газовой полости) о том, что практически на половине хода поршня подача жидкости у агрегата с газовой полостью отсутствует. После открытия нагнетательного клапана и появления подачи насосной секции, ее действительная подача становится чуть выше теоретической (см. на рис. 4.1.1 заштрихованную область). Это обусловлено дополнительным поджатием жидкости газом, находящимся в газовой полости поршня.
Необходимо также отметить, что с увеличением частоты вращения коленчатого вала начало подачи жидкости насосной секцией с газовой полостью в поршне смещается в сторону увеличения угла поворота коленчатого вала и, следовательно, процесс подачи сокращается.
Феноменологически процесс нагнетания насосной секции с газовой полостью в поршне можно описать следующим образом.
В начале хода сжатия-нагнетания насосной секции сначала происходит сжатие газа в полости поршня до величины, равной давлению жидкости в нагнетательном патрубке. Затем сжатие газа продолжается до тех пор, пока силы давления не преодолеют усилие пружины клапана и силы инерции его подвижного (запорного) элемента, происходит открытие клапана. Это открытие происходит весьма резко, т.к. поршень движется с большой (относительно) скоростью, близкой к максимальной, что предопределено кинематикой кривошипно-шатунного механизма и определяет наличие больших инерционных сил, препятствующих открытию клапана. В связи с этим обстоятельством на графике подачи наблюдается явный пик в начале процесса нагнетания.
Далее скорость поршня начинает уменьшаться, снижается и подача жидкости, однако более высокое давление газа над ней, возникшее в связи с запозданием открытия клапана, как бы «дожимает» жидкость, и ее расход несколько превышает расход, который был бы у насосной секции, если бы над жидкостью не было бы сжатого газа.
Эта особенность работы насосной секции с газовой полостью в поршне приводит к тому, что при повышении частоты вращения коленчатого вала растет неравномерность подачи А (рис. 4.1.2), которая рассчитывается по формуле Д = ——, где в числителе стоит максимальная подача жидкости на пд Q, сосной секции за один цикл ее работы, а в знаменателе - средняя подача за этот же цикл. График зависимости неравномерности подачи насосной секции от частоты возвратно-поступательного движения поршня с газовой полостью в поршне В то же время для обычного поршневого насоса однократного действия неравномерность подачи практически не зависит от частоты вращения привода.
Как уже было выяснено в процессе проведения экспериментальных исследований, наличие газовой полости в поршне существенно сказывается на величине объемного КПД. Если в соответствии с расчетом для обычного поршневого насоса с такими же конструктивными параметрами объемный КПД в данном диапазоне частот колеблется в пределах 0,92 - 0,96 с явно выраженным максимумом в районе частоты 600 мин"1, то при наличии газовой полости в поршне увеличение частоты вращения во всем исследованном диапазоне с увеличением частоты возвратно-поступательного движения поршня приводит к заметному снижению объемного КПД (рис. 4.1.3).
Влияние давления нагнетания насосной секции на ее характеристики
Таким образом, подача жидкости потребителю снижается, что приводит к снижению давления потребителя.
Такая работа насос-компрессора продолжается до тех пор, пока давление нагнетания удерживает элемент 16 в верхнем, изображенном на рис. 4.4.3а и рис. 4.4.36 положении, обусловленном усилием сжатой пружины 15. При снижении давления потребителя до нормы, элемент 16 опускается под действием пружины 15 и занимает промежуточное положение, при котором выточки 17 и 18 оказываются между отверстиями 20 и 21.
При снижении давления потребителя (рис. 4.4.3в) пружина 15 перемещает элемент 16 в нижнее положение, в результате чего при подходе поршня 2 к положению НМТ в процессе нагнетания жидкости из полости 8 потребителю через клапан 10, выточка 18 соединяет отверстия 21 и 22, т.е. происходит сообщение между слоем 13, в которой давление повышено до давления нагнетания жидкости, и атмосферой. При этом газ из слоя 13 частично перетекает в атмосферу через открывшийся клапан 23, давление в нем и в полости 12 и 8 падает, клапан 10 закрывается, истечение жидкости из полости 8 потребителю прекращается, и поршень 2, продолжая движение вниз, вытесняет из слоя 13 «лишний» воздух, объем газа в слое 13 уменьшается до минимума.
При ходе поршня 2 вверх из НМТ объем слоя 13 возрастает, давление в нем падает ниже атмосферного, и клапан 23 закрывается, в результате чего давление в полостях 8 и 12 также падает, клапан 9 открывается, и практически сразу в начале хода поршня 2 вверх из НМТ начинается всасывание жидкости через этот клапан в полость 8.
Таким образом, в процессе всасывании объем поступившей в суммарный объем полостей 8 и 12 жидкости увеличивается за счет уменьшения массы и объема газа в слое 13. По этой же причине при ходе поршня из ВМТ вниз процесс сжатия газа в слое 13 до давления нагнетания жидкости займет малый отрезок пути поршня, и потребителю будет подан больший объем жидкости, что за определенное число подобных ходов поднимет в нем давление до нормы, в результате чего элемент 16 сожмет пружину 15 и поднимется вверх, а его выточки 17 и 18 займут нейтральное, выше описанное положение.
Описанная конструкция позволяет в определенных, ограниченных конструктивными параметрами, пределах сохранять давление нагнетания независимо от расхода потребителя, что должно повысить экономичность гидравлической системы в целом.
Одним из основных преимуществ использования газовой полости в поршне является возможность повышения частоты движения поршня до величины, характерной для компрессорных машин. При этом основой технического предложения является снижение объемной производительности насосной секции при данном диаметре цилиндра и ходе поршня, что позволяет обеспечить приемлемые условия работы самодействующих жидкостных клапанов.
Однако, например, при использовании дифференциального поршня этого же эффекта можно достичь применением более простого технического решения - увеличением диаметра штока, что приведет к уменьшению рабочего объема насосной секции, поскольку именно в штоковой полости происходит рабочий процесс всасывания, сжатия и нагнетания жидкости.
Кроме того, обеспечить работоспособность и снизить потери в жидкостных клапанах можно увеличив их диаметр при одновременном уменьшении хода запорных элементов и применив для их изготовления современные прочные композиты, имеющие низкий удельный вес.
В связи с изложенным, при использовании технической идеи применения газовой полости в теле поршня в насосной секции следует руководствоваться не столько стремлением снизить производительность насосной секции для обеспечения работоспособности агрегата на высокой частоте возвратно-поступательного движения поршня, сколько теми преимуществами, которые имеются у этого технического решения, а именно - адаптация агрегата к изменяющимся условиям работы гидравлической линии, которая продемонстрирована в выше приведенных конструкциях.
Но и «обычная» компоновка агрегата с газовой полостью поршня уже обладает очень важным преимуществом, которое может быть использовано в тех машинах, в которых привод агрегата непосредственно связан с основным приводом самой машины.
Наиболее явно свойства агрегата могут быть использованы, например, при его установке на ДВС автотранспортной техники и дорожных машин, в которых одновременно применяются сжатый воздух и жидкость под давлением, а привод агрегата осуществляется от двигателя внутреннего сгорания, работающего на переменных режимах с частотами вращения, отличающимися в несколько раз при неизменной потребности в сжатом газе и жидкости.
Это можно проследить, например, на работе грузового автомобиля. Частота вращения ДВС у него изменяется от 600-900 мин"1 при работе на холостом ходу до 2200-2500 мин"1" на переходных режимах и до 4000-5000 мин"1 при преодолении подъемов, во внедорожных условиях, при разгоне. Схожая ситуация и у дорожных машин. Примерно 50-60% времени они простаивают или маневрируют при частоте вращения ДВС около 1000-1500 мин"1, а остальную часть времени выполняют работы с нагрузкой на ДВС, близкой к максимальной при частоте вращения ДВС 2500-5000 мин" .
При использовании обычных жидкостных насосов, от которых требуется поддержание давления, например, в системе смазки ДВС в пределах 4-6 бар, эти насосы, у которых подача почти прямо пропорциональна частоте вращения, на высоких оборотах выдают избыточное количество жидкости, которое сбрасывается в линию всасывания, а работа сжатия и проталкивания этой жидкости тратится впустую.
В то же время, как следует из зависимости производительности насосной секции рассматриваемой конструкции агрегата от частоты вращения привода (рис. 4.1.3), производительность насосной секции почти в 2 раза «отстает» от роста частоты вращения, а сама возможность регулирования снижения производительности за счет конструктивного изменения объема газовой полости поршня имеет весьма широкие пределы (рис. 4.2.3).
Тем не менее, вопрос об обеспечении работоспособности гидрораспределительных органов насосной секции может обостриться, если частота вращения коленчатого вала агрегата по конструктивным соображениям (например, при стремлении снижения габаритов конструкции) окажется весьма высокой (например - 1200-2500 мин"1). В этом случае, очевидно, следует отказаться от самодействующих клапанов и перейти на принудительное распределение золотникового типа.
