Експлуатація насосів. Автоматизація насосної станції

Мета роботи:ознайомитись з гідравлічними схемами послідовної і паралельної роботи насосів, схемами використання вихідної робочої рідини для збільшення швидкості гідродвигуна, розвантаження насоса через розподільник і за допомогою гідроакумулятора; вивчити послідовність роботи кожної зі схем, а також методики для визначення їх основних робочих параметрів; скласти з реальних гідромашин та гідроапаратів деякі з вивчених схем та дослідити їх роботу; отримати навички розрахунків основних параметрів гідроприводів при послідовній і паралельній роботі насосів, а також при розвантаженні насоса за допомогою гідроакумулятора.

Обладнання, пристрої, інструменти: стенд для випробування насосів, насоси, гідроциліндр, гідроклапани тиску, дроселі, з’єднувальні рукави високого тиску, манометри.

 

10.1. Теоретичні відомості

В гідроприводах машин насоси можуть працювати як окремо, так і сумісно при послідовній або паралельній схемі їх з’єднання [4]. Послідовно насоси з’єднуються при необхідності різкого підвищення в гідросистемі тиску, наприклад, на етапі робочого ходу гідроциліндра. Паралельно насоси з’єднуються на етапах швидких переміщень (прискореного підведення і відведення виконавчого елемента, фіксації заготовки, звільнення готової деталі, при роботі транспортних засобів), коли потрібні максимальні витрати робочої рідини. З окремого на сумісний режими роботи і навпаки (або з паралельного на послідовний і навпаки) насоси перемикаються автоматично. Сигналом для спрацьовування автоматики звичайно є підвищення тиску в гідросистемі до певного значення, крім цього в деяких випадках реалізується керування за функцією шляху.

Схему для паралельної роботи насосів при відсутності обмежень за габаритами або якщо витрати насосів перевищують 150 л/хв., можна скласти з окремих стандартизованих або нормалізованих гідромашин і гідроапаратів. У випадках, коли зазначені умови не виконуються, схема складається на базі гідропанелі типу Г53, в корпусі якої змонтована вся гідроавтоматика.

Схема паралельного з’єднання насосів, складена зі стандартизованої апаратури, показана на рис. 10.1. На етапі швидкого переміщення виконавчого елемента, на пов’язаний з ним шток гідроциліндра діє сумарна сила тертя F_т в ущільненнях штока, а також сили, що створюються тисками робочої рідини в поршневій (р₁) і штоковій (р₂) порожнинах гідроциліндра на площах поршня S₁іS₂. Сумарна сила, що протидіє переміщенню виконавчого елемента невелика і тиск р₁ = р_ш не перевищує тиску спрацьовування р_к гідроклапана 6, золотник якого знаходиться у нижньому, зображеному на схемі положенні. Внаслідок цього, витрати обох насосів Q₁ і Q₂ підсумовуються в точці 4 схеми, реалізується паралельний режим їх роботи і

 

поршень гідроциліндра швидко рухається праворуч. Тиск в поршневій порожнині гідроциліндра на етапі швидкого переміщення визначається за формулою

 

р_ш = . (10.1)

 

Тиск р_к спрацьовування гідроклапана 6, що може настроюватись регулюванням зусилля попереднього стиску F_к пружини 10, обчислюється як

 

р_к = , (10.2)

 

де D_к – діаметр золотника гідроклапана; l = 1,1 - 1,15 -коефіцієнт запасу. З рівнянь (10.1), (10.2) при умові р_ш = р_к визначаємо необхідне зусилля пружини 10

 

F_к = .(10.3)

 

На етапі робочої подачі шток гідроциліндра додатково навантажується зусиллям Р, спрямованим проти його руху. Тиск в гідросистемі, в тому числі і в гідролінії 3 – 8, зростає (р₁ = р_р > р_к), гідроклапан 6 спрацьовує (його золотник долає зусилля F_к і зміщується вверх), гідролінія 1 – 7 з’єднується через гідроклапан з баком, витрати насоса Q₁ починають перетікати на злив.

Тиск в гідросистемі на етапі робочого ходу

 

р_р = , (10.4)

 

де F_т’ – сумарна сила тертя при переміщенні поршня гідроциліндра на етапі робочого ходу.

Пружину запобіжного клапана 9 регулюють на тиск р_з.к = р_р + Dр, де Dр – втрати тиску в гідролініях нагнітання та зливу [4].

Під час руху поршня під навантаженням, витрати Q₁ насоса зливаються в бак майже при нульовому тиску, і тому насос споживає незначну потужність.

При швидкому переміщенні виконавчого елемента споживана потужність насосної станції

 

(10.5)

 

де Q₁ і Q₂ – витрати насосів при тиску p_ш.

Споживана тою ж станцією потужність при переміщенні поршня під навантаженням

 

(10.6)

 

де p_з – тиск насоса Q₁ під час руху поршня під навантаженням; звичайно p_з = 0,05 – 0,08 МПа; Q_1p, Q_2p – витрати насосів на етапі робочого ходу.

Схема послідовного включення насосів, складена зі стандартизованих і нормалізованих гідроапаратів, показана на рис. 10.2. Спеціальні панелі керування, що забезпечують послідовну роботу насосів вітчизняна промисловість серійно не випускає.

Тиск p_к спрацьовування гідроклапана 6 визначається за формулою (10.2) і поки тиск в системі на етапі швидкого переміщення (p_ш) не перевищує р_к - золотник 6 знаходиться у нижній позиції, а на гідроциліндр паралельно працюють обидва насоси: насос Н1 подає робочу рідину по гідролінії 7 – 2 – 4, а насос Н2 – по гідролінії 5 – 3 – 4. В точці 3 витрати обох насосів підсумовуються.

На етапі робочого ходу, в момент прикладення до штока гідроциліндра зусилля Р, тиск в гідросистемі підвищується до р₁ = р_р > р_к і золотник 6 зміщується вверх, забезпечуючи з’єднання по гідролінії 7 – 8 – 9 - 10 порожнини нагнітання насоса Н1 з порожниною всмоктування насоса Н2. В результаті насоси починають працювати послідовно. Оскільки, тиск у всмоктувальній порожнині насоса Н2 лише незначно менший тиску в нагнітальній порожнині насоса Н1, на виході насоса Н2, а отже і в поршневій порожнині гідроциліндру тиск р₁ = р_рстаєсуттєво більшим тискуp_ш, що і потрібно для етапу робочого ходу.

Для ефективної послідовної роботи насосів необхідно дотримання умови: витрати насоса Н1 більші витрат насоса Н2, принаймні, на величину об’ємних втрат в Н2, тобто

 

(10.7)

 

де Dp – збільшення тиску в гідросистемі на етапі робочого ходу у порівнянні із тиском на етапі швидкого переміщення

 

(10.8)

Приєднуючи послідовно один за одним насоси, можна, в принципі, досягти будь-якого збільшення тиску, однак при значній кількості послідовно ввімкнених насосів, суттєво знижується сумарний ККД насосної станції, який не повинен бути меншим 0,55 – 0,5.

Споживана на етапі робочого ходу потужність станції, що зображена на рис. 10.2, визначається як

 

N_p = [p_ш (Q₁ – Q₂) + p_pQ₂]. (10.9)

 

В деяких гідросистемах з метою зменшення витрат насоса, а отже, і споживаної потужності, реалізують злив робочої рідини зі штокової порожнини робочого гідроциліндра [4]. В подібних випадках застосовують трипозиційні чотирилінійні гідророзподільники типу 2Г-73-1 або 2Б-74-1 з відкритим центром і закритим зливом (рис. 10.3). Якщо діаметр штока гідроциліндра складає d, то швидкість прискореного переміщення його поршня буде дорівнювати (див. рис. 10.3)

 

. (10.10)

 

Інколи - на операціях завантаження-розвантаження, фіксації та звільнення, транспортування заготовок і деталей, здійснення налагоджувальних рухів - необхідно забезпечити паузи в роботі насоса верстата, що досягається одним з двох основних способів [4]: перекриттям подачі насоса і зливом всіх його витрат в бак через запобіжний клапан (при цьому вся споживана насосом енергія перетворюється у енергію нагрівання робочої рідини); застосуванням спеціального пристрою, що розвантажує насос і всю систему в бак при практично нульовому тиску.

Перекриття подачі насоса економічно виправдане у випадках, коли паузи достатньо короткочасні або, якщо робочий тиск в гідросистемі відносно невеликий. При тривалих паузах або високих тисках реалізація даного способу приводить до надмірного нагрівання робочої рідини і зниження ККД.

Якщо застосувати з цією ж метою гідророзподільник 2 (рис.10.4,а) типу 6Г-1, то при його перемиканні у середню позицію, гідролінії підведення робочої рідини до порожнин гідроциліндра 1 будуть перекритими, а витрати насоса 4 через повздовжній канал золотника гідророзподільника 2 розвантажуються в бак при нульовому тиску.

При необхідності повного розвантаження системи використовуються гідророзподільники типу Г73-1 або Г74-1 з відкритим центром і зливом (див. рис. 10.4, б).

Робоча рідина верстатних гідросистем - масло, як і будь-яка інша рідина, - чутлива до втрат об’єму. У зв’язку із цим, при застосуванні гідравліки для здійснення затискних операцій, необхідно забезпечити безперерв-

не підтримання робочого тиску, з метою компенсації даних втрат. Величина їх у порівнянні із витратами насоса невелика, і якщо використовувати останній для компенсації втрат, то практично вся споживана енергія буде переходити у тепло. Тому для реалізації затискних операцій раціональнішою є схема, що забезпечує періодичне вмикання насоса в роботу в моменти, коли падіння тиску перевищує допустиму величину. В схемі на рис.10.5 пристроєм, що реагує на зміну тиску в гідросистемі, є пружинний гідроакумулятор 3. Необхідна сила фіксації Р установлюється регулюванням зусилля попереднього стиску F_к гідроклапана тиску 2 типу Г54, яке дорівнює

 

, (10.11)

 

де D_к –діаметр золотника гідроклапана 2; D – діаметр поршня гідроциліндра 1.

Аналогічно, сила попереднього стиску F_a пружини гідроакумулятора 3 визначається як

 

, (10.12)

 

де D_а –діаметр плунжера гідроакумулятора.

Коли гідроакумулятор зарядиться до максимального тиску p_max (звичайно не перевищує 1,2 МПа), гідроклапан 2 спрацює, і витрати насоса 5 будуть розвантажуватись в бак 6 при нульовому тиску. Даний етап буде тривати, поки тиск в гідросистемі не впаде до мінімального значення p_min. Чим більшим є робочий об’єм гідроакумулятора, тим рідше насос буде вмикатись в роботу. Найменший об’єм гідроакумулятора – об’єм одної зарядки обчислюється за формулою

 

, (10.13)

 

де k – жорсткість пружини гідроакумулятора.

 

10.2. Хід роботи

1. Ознайомитись зі схемами паралельної та послідовної роботи насосів, зливу робочої рідини зі штокової порожнини гідроциліндра з метою збільшення швидкості переміщення його поршня, розвантаження робочої рідини за допомогою гідророзподільника та гідроакумулятора; вивчити, для реалізації яких режимів використовуються дані схеми, послідовність їх роботи, залежності для визначення основних робочих параметрів гідроприводів.

2. Згідно із вказаним викладачем номером варіанта, з табл. 10.1 виписати вихідні дані для визначення параметрів гідропривода, виконаного за одною зі схем, що подані на рис. 10.1, 10.2, 10.5. За наведеними в розд.10.1 залежностями розрахувати основні робочі параметри гідропривода (при розрахунках схем, наведених на рис. 10.1, 10.2 вважати, що витрати від насосів Q₁ і Q₂ є постійними величинами як для етапу швидкого перміщення, так і для етапу робочого ходу).

3. На стенді для випробовування насосів скласти схеми паралельного та послідовного приєднання насосів; перевірити їх роботу; визначити за допомогою манометрів фактичні значення тисків в гідросистемах на різних етапах їх роботи.

 

10.3. Зміст звіту

Навести схему гідропривода, для якого визначаються робочі параметри, розрахункові формули та розрахунки даних параметрів. Описати послідовність проведення експериментальних досліджень послідовної і паралельної роботи насосів.

 

10.4. Контрольні запитання

1. В яких випадках насоси гідроприводів верстатів з’єднуються за паралельною та послідовною схемами?

2. В якій послідовності спрацьовує схема паралельного з’єднання насосів?

3. Як працює привод, насоси якого з’єднані за послідовною схемою?

4. Від яких параметрів залежить тиск в поршневій порожнині гідроциліндра, що працює в гідроприводі з паралельним з’єднанням насосів? Як змінюється даний тиск на різних етапах спрацьовування гідропривода?

5. З якою метою і яким чином реалізується злив робочої рідини зі штокової порожнини робочого гідроциліндра?

6. На яких операціях і якими способами забезпечуються паузи в роботі насоса верстата?

7. В якій послідовності працює схема розвантаження насоса за допомогою гідроакумулятора? Які основні робочі параметри схеми необхідно розрахувати?

 

Таблиця 10.1

Вихідні дані для розрахунку робочих параметрів гідроприводів

Схема	Найменування параметрів	Чисельні значення параметрів за варіантами
Рис. 10.1	Діаметри поршня і штока гідроциліндра, мм: D1; D2	10; 5	20; 12	40; 20	32; 16	16; 8
Сила тертя в ущільненнях штока гідроциліндра, Н: Fт; Fт’	3; 400	6; 800	10; 1300	9; 1100	5; 600
Діаметр золотника гідроклапанаDк, мм
Тиск в штоковій порожнині гідроциліндра р2, МПа	0,05	0,06	0,07	0,08	0,06
Робоче зусилля Р, кН.
Номінальні витрати насосів, л/хв.:Q1; Q2	5,8; 9,7	9,7; 12,7	27,9; 35,7	21,1; 21,1	12,7; 21,1
Рис. 10.2	Діаметри поршня і штока гідроциліндра, мм: D1; D2	12; 8	25; 12	16; 8	12; 6	50; 25
Сила тертя в ущільненнях штока гідроциліндра, Н: Fт; Fт’	12; 1400	10; 900	5; 300	4; 200	8; 900
Діаметр золотника гідроклапанаDк, мм
Тиск в штоковій порожнині гідроциліндра р2, МПа	0,03	0,08	0,05	0,06	0,07
Робоче зусилля Р, кН.
Номінальні витрати насосів, л/хв.:Q1; Q2	21,1; 27,9	35,7 53,8	5,8; 9,7	12,7; 21,1	27,9; 35,7
Рис. 10.5	Діаметр поршня гідроциліндра D, мм
Діаметр золотника гідроклапанаDк, мм
Cила фіксації Р, кН
Діаметр плунжера гідроакумулятора Dа, мм
Жорсткість пружини гідроакумулятора k, Н/м	1,13 · 106
Максимальний хід поршня гідроакумулятора ha, мм
Максимальний і мінімальний тиски в гідросистемі, МПа: pmax; pmin	4; 2,5	5; 2	6,3; 4	6; 3,2	3; 0,5