NAPĘD I STEROWANIE HYDRAULICZNE

Akademia Górniczo-Hutnicza im. S. Staszica Wydział Inżynierii Mechanicznej i Robotyki Zenon Jędrzykiewicz, Janusz Pluta, Jerzy Stojek NAPĘD I STEROWANIE HYDRAULICZNE Na prawach rękopisu Kraków, 2004 I

SPIS TREŚCI Wstęp.... 3 1. Wprowadzenie...... 4 1.1. Zalety i wady układów hydrostatycznych... 4 1.2. Ogólny schemat blokowy układu hydrostatycznego... 12 1.3. Przykłady układów hydrostatycznych... 14 1.4. Pytania kontrolne..... 18 2. Pompy wyporowe... 19 2.1. Zasada działania i klasyfikacja... 19 2.2. Określenia podstawowe i charakterystyki statyczne...... 20 2.2.1. Wydajność nominalna... 20 2.2.2. Ciśnienie nominalne... 21 2.2.3. Nominalne zapotrzebowanie mocy... 21 2.2.4. Wydajności jednostkowe... 22 2.2.5. Charakterystyki statyczne... 26 2.3. Opisy działania i przykłady rozwiązań konstrukcyjnych... 28 2.3.1. Pompy zębate o zazębieniu zewnętrznym... 28 2.3.2. Pompy łopatkowe... 28 2.3.3. Pompy wielotłoczkowe promieniowe... 32 2.3.4. Pompy wielotłoczkowe osiowe... 32 2.4. Symbole graficzne... 38 2.5. Pytania kontrolne.... 38 3. Silniki wyporowe... 39 3.1. Zasada działania i klasyfikacja... 39 3.2. Określenia podstawowe i charakterystyki statyczne... 40 3.2.1. Chłonność nominalna... 40 3.2.2. Ciśnienie nominalne... 41 3.2.3. Moc nominalna... 41 3.2.4. Charakterystyki statyczne... 42 3.3. Opisy działania i przykłady rozwiązań konstrukcyjnych silników szybkoobrotowych niskomomentowych... 42 3.3.1. Silniki zębate... 42 3.3.2. Silniki wielotłoczkowe osiowe... 42 3.4. Opisy działania i przykłady rozwiązań konstrukcyjnych silników wolnoobrotowych wysokomomentowych... 45 3.4.1. Silniki zębate... 45 3.4.2. Silniki tłokowe promieniowe... 48 3.4.3. Silniki tłokowe osiowe... 52 3.5. Symbole graficzne... 53 3.6. Pytania kontrolne..... 53 4. Siłowniki... 54 4.1. Zasada działania i klasyfikacja... 54 4.2. Określenia podstawowe... 55 II

4.2.1. Parametry siłowników tłoczyskowych... 55 4.2.2. Parametry siłowników wahliwych... 56 4.2.3. Parametry siłowników nurnikowych... 56 4.3. Przykłady rozwiązań konstrukcyjnych siłowników dwustronnego działania... 56 4.3.1. Siłowniki jednotłoczyskowe... 56 4.3.2. Siłowniki dwutłoczyskowe... 58 4.3.3. Siłowniki wielotłokowe... 60 4.3.4. Siłowniki teleskopowe... 60 4.3.5. Siłowniki wahliwe z tłokiem obrotowym... 60 4.3.6. Siłowniki wahliwe z kołem zębatym i zębatką... 63 4.4. Przykłady rozwiązań konstrukcyjnych siłowników jednostronnego działania... 63 4.4.1. Siłowniki nurnikowe... 63 4.4.2. Siłowniki teleskopowe... 63 4.5. Symbole graficzne... 66 5. Elementy sterujące..... 68 5.1. Elementy sterujące kierunkiem przepływu... 68 5.1.1. Zawory odcinające... 68 5.1.2. Zawory zwrotne... 70 5.1.2.1. Zawory zwrotne zwykłe... 70 5.1.2.2. Zawory zwrotne sterowane pojedyncze bez odprowadzenia przecieków... 70 5.1.2.3. Zawory zwrotne sterowane pojedyncze z odprowadzeniem przecieków... 73 5.1.2.4. Zawory zwrotne sterowane podwójne... 73 5.1.2.5. Symbole graficzne... 73 5.1.3. Rozdzielacze... 74 5.1.3.1. Rozdzielacze suwakowe... 75 5.1.3.2. Rozdzielacze zaworowe... 83 5.1.3.3. Symbole graficzne... 85 5.2. Elementy sterujące ciśnieniem... 89 5.2.1. Zawory maksymalne... 89 5.2.1.1. Opisy działania i schematy rozwiązań... 90 5.2.1.2. Charakterystyki statyczne... 93 5.2.1.3. Symbole graficzne... 93 5.2.2. Zawory redukcyjne... 97 5.2.2.1. Opisy działania i schematy rozwiązań... 97 5.2.2.2. Charakterystyki statyczne... 101 5.2.2.3. Symbole graficzne... 101 5.2.3. Zawory przełączające... 102 5.2.3.1. Opisy działania i schematy rozwiązań... 102 5.2.3.2. Symbole graficzne... 106 5.3. Elementy sterujące natężeniem przepływu... 107 5.3.1. Zawory dławiące... 107 5.3.1.1. Charakterystyki statyczne zaworów... 107 5.3.1.2. Opisy działania i schematy rozwiązań... 109 5.3.1.3. Symbole graficzne... 114 5.3.2. Regulatory przepływu... 114 III

5.3.2.1. Regulatory nienastawne... 115 5.3.2.2. Regulatory nastawne... 115 5.3.2.3. Symbole graficzne... 122 6. Akumulatory hydrauliczne... 125 6.1. Przeznaczenie... 125 6.2. Zasada działania... 125 6.3. Przykłady konstrukcji... 127 6.3.1. Akumulatory pęcherzowe... 127 6.3.2. Akumulatory membranowe... 129 6.3.3. Akumulatory tłokowe... 129 6.4. Dodatkowe butle gazowe... 132 6.5. Bloki zabezpieczająco-odcinające... 132 6.6. Symbole graficzne... 134 7. Filtracja i filtry... 135 7.1. Zanieczyszczenia cieczy roboczej... 135 7.2. Podział filtrów... 137 7.3. Współczynniki określające filtrację... 137 7.4. Umiejscowienie filtrów w układach hydraulicznych... 142 7.5. Przykłady konstrukcji... 142 7.6. Wskaźniki zanieczyszczeń... 145 7.7. Symbole graficzne... 150 8. Ciecze hydrauliczne... 150 8.1. Funkcje oraz wymagane właściwości fizyko-chemiczne cieczy roboczych.. 151 8.2. Ciecze palne... 152 8.3. Ciecze trudno palne i niepalne..... 154 9. Układy hydrostatyczne... 160 9.1. Zagadnienia podstawowe... 160 9.1.1. Obiegi cieczy... 160 9.1.2. Podstawowe zabezpieczenie układu hydrostatycznego przed przeciążeniem.. 162 9.1.3. Współpraca kilku pomp... 164 9.1.4. Umiejscowienie filtrów 164 9.1.5. Umiejscowienie akumulatorów hydraulicznych.. 169 9.1.6. Dławieniowe nastawianie prędkości silnika hydraulicznego lub siłownika.. 172 9.1.6.1. Układ z zaworem dławiącym na dopływie... 173 9.1.6.2. Układ z zaworem dławiącym na odpływie... 175 9.1.6.3. Układ z zaworem dławiącym w odgałęzieniu przewodu tłocznego..... 177 9.1.6.4. Układ z dwudrogowym regulatorem przepływu na dopływie.. 179 9.1.6.5. Układ z dwudrogowym regulatorem przepływu na odpływie.. 182 9.1.6.6. Układ z dwudrogowym regulatorem przepływu w odgałęzieniu przewodu tłocznego.... 184 9.1.6.7. Układ z regulatorem trójdrogowym..... 187 9.1.6.8. Uwagi końcowe.... 190 9.1.7. Objętościowe ciągłe nastawianie prędkości ruchu silnika hydraulicznego.... 190 9.1.7.1. Przekładnia hydrostatyczna z pompą o zmiennej wydajności i silnikiem hydraulicznym o stałej chłonności... 191 IV

9.1.7.2. Przekładnia hydrostatyczna z pompą o stałej wydajności i silnikiem hydraulicznym o zmiennej chłonności... 194 9.1.7.3. Przekładnia hydrostatyczna z pompą o zmiennej wydajności i silnikiem hydraulicznym o zmiennej chłonności... 197 9.1.8. Objętościowe stopniowane nastawianie prędkości silnika hydraulicznego lub siłownika... 200 9.1.8.1. Układ różnicowy zasilania siłownika jednotłoczyskowego... 200 9.1.8.2. Układ dwupompowy sterowany elektrycznie... 203 9.1.8.3. Układ dwupompowy sterowany hydraulicznie... 203 9.1.9. Hydrauliczny układ mostkowy... 205 9.1.10. Napędzanie z prędkością niezależną od kierunku ruchy siłownika... 205 9.1.11. Bezpośrednie zabezpieczenia silnika przed przeciążeniem technologicznym i bezwładnościowym... 206 9.1.12. Blokady hydrauliczne... 208 9.2. Wybrane układy hydrostatyczne... 212 Literatura....... 219 V

WSTĘP Skrypt Napęd i sterowanie hydrauliczne zawiera usystematyzowany wykład podstawowych wiadomości z zakresu elementów i układów hydraulicznych, jakie zdaniem autorów powinien posiadać absolwent Wydziału Inżynierii Mechanicznej i Robotyki Akademii Górniczo-Hutniczej. Wiadomości te dotyczą przeznaczenia, budowy i zasady działania, charakterystyk statycznych, parametrów technicznych i symboli graficznych elementów oraz właściwości zbudowanych z nich układów. W skrypcie wykorzystano szereg informacji z ogólnodostępnej literatury, katalogów i opracowań monograficznych wielu firm specjalizujących się w produkcji elementów oraz doświadczenia własne autorów, wynikające z prowadzenia zajęć z przedmiotu Napęd i sterowanie hydrauliczne i pneumatyczne, a także będące wynikiem współpracy z producentami elementów i urządzeń hydrauliki siłowej. Z tej obszernej wiedzy wyselekcjonowano tematy, których znajomość jest niezbędna na poziomie współczesnego inżyniera mechanika. Pominięto równocześnie zagadnienia bardziej złożone i szczegółowe aby nie utrudniać percepcji przeciętnego studenta. Autorzy mają nadzieję, że przedstawione wiadomości będą zrozumiałe i przystępne dla Czytelników, a skrypt okaże się pomocny w lepszym opanowaniu wiedzy dotyczącej napędu i sterowania hydraulicznego. W jakim stopniu zamierzenie to udało się zrealizować pozostawiamy ocenie Czytelników. Jednocześnie prosimy o zgłaszanie zauważonych usterek, jak również propozycji mających na celu lepszą i ewentualnie poszerzoną prezentację omawianych zagadnień. W tym celu prosimy o kontakt telefoniczny pod numerem (0-12) 617-31-94 lub za pomocą poczty elektronicznej na adres zenobi@agh.edu.pl. Autorzy 3

1. WPROWADZENIE Napędy hydrauliczne służą do przekazywania energii mechanicznej z miejsca jej wytwarzania do miejsca zużytkowania za pośrednictwem cieczy roboczej. Ze względu na sposób przekazywania energii rozróżniamy dwie grupy napędów hydraulicznych: napędy hydrokinetyczne, wykorzystujące głównie energię kinetyczną cieczy roboczej, napędy hydrostatyczne, wykorzystujące głównie energię ciśnienia cieczy roboczej. Napędy hydrokinetyczne występują zwykle pod postacią sprzęgieł i przekładni hydrokinetycznych. Stosowane są one na ogół rzadko, w specjalnych wykonaniach i w związku z tym nie będą omawiane w ramach niniejszego skryptu. Napędy hydrostatyczne znalazły bardzo szerokie zastosowanie niemal we wszystkich typach współczesnych maszyn i mechanizmów. Przykłady takich zastosowań pokazano na rysunkach 1.1 1.7 [4]. Obecnie napędy hydrostatyczne oprócz elementów niezbędnych do zrealizowania typowych funkcji napędowych zawierają również bardzo zróżnicowane elementy sterujące, które umożliwiają kształtowanie charakterystyk statycznych i dynamicznych zgodnie z wymaganiami maszyn, dla których są przeznaczone. W związku z tym zamiast ukształtowanego historycznie określenia napęd i sterowanie hydrauliczne będziemy używać krótszej nazwy układy hydrostatyczne. 1.1. Zalety i wady układów hydrostatycznych Do najważniejszych zalet układów hydrostatycznych należy zaliczyć [5], [1]: 1. Dużą wydajność energetyczną z jednostki masy lub objętości. Przykładowo w przekładniach wielotłoczkowych osiowych osiąga ona 4 6 [kw/kg] i przewyższa pod tym względem wszelkie znane rodzaje napędów, np. silnik hydrauliczny w porównaniu z silnikiem elektrycznym o tej samej mocy i prędkości obrotowej jest 14 razy lżejszy i zajmuje 26 razy mniejszą przestrzeń. 2. Dużą łatwość sterowania podstawowymi parametrami ruchowymi, znacznie wyższą niż układach mechanicznych, a w tym możliwość łatwego uzyskania bardzo dużych wysokosprawnych przełożeń zmiennych w sposób ciągły, a także dużą łatwość zamiany ruchu obrotowego na prostoliniowy. 3. Bardzo małą bezwładność układu, umożliwiającą dokonywanie częstych i gwałtownych zmian prędkości i obciążenia przy dobrych właściwościach tłumienia procesów przejściowych, np. silnik hydrauliczny ma moment bezwładności około 72 razy mniejszy od momentu bezwładności porównywalnego silnika elektrycznego. 4. Samo smarowność. W charakterze cieczy roboczej wykorzystuje się najczęściej różne rodzaje olejów, które są jednocześnie czynnikiem smarującym. Odrębnym zagadnieniem jest zastosowanie emulsji, a nawet wody jako czynnika roboczego. 5. Łatwość bezpośredniej i ciągłej kontroli obciążenia, a także łatwość ograniczenia tego obciążenia. 4

Rys. 1.1. Układy hydrostatyczne w wózkach widłowych 5

Rys. 1.2. Układy hydrostatyczne w maszynach do robót ziemnych 6

Rys. 1.3. Układy hydrostatyczne w maszynach przeładunkowych 7

Rys. 1.4. Układy hydrostatyczne w urządzeniach walcowni 8

Rys. 1.5. Układy hydrostatyczne w urządzeniach dźwigowych 9

Rys. 1.6. Układy hydrostatyczne w urządzeniach dźwigowych 10

Rys. 1.7. Wybrane elementy układów hydrostatycznych, w tym dla maszyn rolniczych 11

6. Dużą łatwość przestrzennego usytuowania elementów tworzących układy, wynikającą z możliwości wykonania połączeń za pomocą dowolnie ułożonych przewodów sztywnych lub elastycznych. 7. Możliwość komponowania układów przeznaczonych do różnych maszyn i różnych celów z ograniczonej i zunifikowanej liczby elementów typowych, produkowanych przez wyspecjalizowane firmy. 8. Łatwość automatyzacji lub zdalnego sterowania, uzyskiwania na drodze elektrohydraulicznej czy elektroniczno-hydraulicznej. Układy hydrostatyczne nie pozbawione są również wad. Do najważniejszych należą [5], [1]: 1. Duża podatność na zanieczyszczenia cieczy roboczej, prowadząca w następstwie do uszkodzeń. Z tego względu układy hydrostatyczne wymagają odpowiedniego zaprojektowania i wykonania oraz obsługiwania przez pracowników o odpowiednich kwalifikacjach. 2. Zmiany właściwości statycznych i dynamicznych, spowodowane zmianami lepkości cieczy roboczej pod wpływem temperatury. 3. Duża hałaśliwość wzrastająca wraz z ciśnieniem, poziom hałasu przekracza niejednokrotnie 90 [db] wystarczająco prostych i skutecznych sposobów tłumienia hałasu na razie nie opracowano. 4. Trudności w uzyskaniu dokładnej synchronizacji ruchów silników lub siłowników obciążonych w zróżnicowany sposób. 5. Występowanie nieuniknionych i brudzących wycieków cieczy roboczej, które są szkodliwe dla środowiska naturalnego i trudne do neutralizacji. 1.2. Ogólny schemat blokowy układu hydrostatycznego Na rysunku 1.8 pokazano ogólny schemat blokowy układu hydrostatycznego, obrazujący przekazywanie poszczególnych form energii, mianowicie: dostarczanie energii mechanicznej do układu przez silnik elektryczny, cieplny lub za pomocą napędu ręcznego, zamianę energii mechanicznej na energię ciśnienia, nazywaną inaczej energią hydrauliczną, zamiana ta zachodzi w pompie hydraulicznej, przekazywanie energii hydraulicznej za pomocą przewodów i elementów sterujących, reagujących na zewnętrzne lub wewnętrzne sygnały sterujące pracą układu, sygnały te mogą mieć różny charakter fizyczny: elektryczny, mechaniczny, hydrauliczny oraz pneumatyczny, zamianę energii hydraulicznej na mechaniczną, zamiana ta zachodzi w hydraulicznym silniku obrotowym lub siłowniku hydraulicznym, przekazywanie energii mechanicznej do elementów maszyny roboczej, wykonujących pracę użyteczną. W związku z tym w każdym układzie hydrostatycznym możemy wyróżnić elementy zaliczane do jednej z poniższych czterech grup: pompy, czyli elementy zamieniające dostarczoną z zewnątrz energię mechaniczną na energię ciśnienia cieczy roboczej, elementy sterujące, jest to bardzo rozbudowana grupa do której zaliczamy elementy sterujące: kierunkiem przepływu, ciśnieniem, natężeniem przepływu, kierunkiem i natężeniem przepływu oraz magazynujące energię, 12

silniki hydrauliczne obrotowe i siłowniki hydrauliczne, czyli elementy zamieniające dostarczoną energię hydrauliczną na energię mechaniczną i przekazujące ją do napędzanego urządzenia, elementy pomocnicze, czyli elementy, które nie biorą udziału w funkcjach napędowych i sterujących pracą układu, jednak ich obecność warunkuje połączenie elementów i poprawne działanie układu, zaliczymy do nich: przewody sztywne i elastyczne, zbiorniki, filtry, chłodnice, nagrzewnice i elementy pomiarowe. NAPĘD STERO- WANIE WYJŚCIE MASZYNA SILNIK ELEKTRYCZNY SILNIK SPALINOWY NAPĘD RĘCZNY POMPA HYDRAULICZNA ZAWORY STERUJĄCE SIŁOWNIK SILNIK PRZESTRZEŃ ROBOCZA ENERGIA ELEKTRYCZNA ENERGIA TERMICZNA ENERGIA HYDRAULICZNA PRACA MECHANICZNA ENERGIA MECHANICZNA ENERGIA MECHANICZNA Rys. 1.8. Ogólny schemat blokowy układu hydrostatycznego 13

1.3. Przykłady układów hydrostatycznych Przykład 1.1 Na rysunku 1.9 [4] przedstawiono przykład układu hydrostatycznego z silnikiem obrotowym, nazywanego inaczej przekładnią hydrostatyczną. Działanie przekładni przedstawia się następująco: Pompa 1 napędzana jest za pomocą wałka 5 i zasysa ciecz przewodem ssawnym S ze zbiornika 7. Jednocześnie z innej części pompy ciecz pod wysokim ciśnieniem podawana jest do przyłącza A i przewodem tłocznym A-P do bloku elementów sterujących 8. Rozdzielacz 11 kieruję tę ciecz do przyłącza B1. Następnie ciecz płynie przewodem tłocznym B1-B do silnika hydraulicznego 2. Silnik działa na odwrotnej zasadzie niż pompa i powoduje, że wałek 6 może pokonać zewnętrzny moment obciążenia z zadaną prędkością obrotową. Ciecz, która oddała swoją energię elementom silnika 2 płynie do przyłącza A i wraca przewodem spływowym A-A1 do bloku sterującego 8, a z niego przewodem spływowym T1 przez filtr 10 do zbiornika 7. Zadaniem zaworów maksymalnych 9 jest zabezpieczenie układu przed przeciążeniem, jakie może wystąpić na wałku 6 silnika 2. Działanie zaworów 9 zależne jest od kierunku obrotów silnika, czyli od obecności cieczy pod ciśnieniem w przyłączu B1 lub A1 zawsze działa tylko jeden z zaworów 9 i upuszcza nadmiar cieczy z przewodu tłocznego do spływowego, na przykład z B1 do A1. Zadaniem rozdzielacza 11 jest zmiana kierunku obrotów silnika 2 przez podanie cieczy z przyłącza P do przyłącza A1. Jest to możliwe po przesterowaniu suwaka rozdzielacza 11 za pomocą zewnętrznego sygnału sterującego. Takim sygnałem może być przykładowo wychylenie dźwigni sterującej pracą rozdzielacza (nie pokazanej na rysunku), wywołane działaniem operatora sterującego maszyną roboczą. Części elementów układów hydrostatycznych zawsze wykonywane są bardzo precyzyjnie, stosuje się tutaj zawężone tolerancje wykonania, indywidualną selekcję części i w związku z tym w wielu przypadkach rezygnuje się ze stosowania typowych uszczelnień (nie zawsze stosowanie uszczelnień jest możliwe). W takiej sytuacji nieznaczne ilości cieczy wydostające się ze szczelin między współpracującymi częściami tworzą przecieki, które przewodami T2 odprowadzane są do zbiornika 7. Przykład 1.2 Na rysunku 1.10 [3] przedstawiono przykład układu z siłownikiem tłokowym. Działanie układu można opisać następująco: Pompa 1 zasysa ciecz ze zbiornika 2 i przez zawór zwrotny 3 podaje ją do rozdzielacza 6. Przewód łączący pompę 1 z rozdzielaczem 6 jest przewodem tłocznym układu. Przewód ten ma odgałęzienie prowadzące do zaworu maksymalnego 4. 14

Rys. 1.9. Schemat konstrukcyjny układu z silnikiem obrotowym (przekładni hydrostatycznej): 1 - pompa, 2 - silnik hydrauliczny, 3 - płyta przyłączeniowa pompy, 4 - płyta przyłączeniowa silnika, 5 - wałek napędowy pompy, 6 - wałek odbiorczy silnika, 7 - zbiornik, 8 - blok elementów sterujących, 9 - zawory maksymalne, 10 - filtr spływowy, 11 - rozdzielacz, A-P - przewód tłoczny pompy, B1-B - przewód tłoczny silnika, A-A1 - przewód spływowy silnika, T1 - przewód spływowy układu, T2 - przewody odprowadzenia przecieków, S - przewód ssawny pompy 15

Rys. 1.10. Schemat konstrukcyjny układu z siłownikiem tłokowym: 1 - pompa, 2 - zbiornik, 3 - zawór zwrotny, 4 - zawór maksymalny, 5 - siłownik tłokowy, 6 - rozdzielacz, 7 zawór dławiący 16

W sytuacji pokazanej na rysunku rozdzielacz 6 odcina przepływ z pompy 2 do siłownika 5 i wobec tego cała wydajność pompy kierowana jest do zaworu maksymalnego 4, zabezpieczającego układ przed przeciążeniem prowadzącym do uszkodzenia. Ponadto rozdzielacz 6 odcina całkowicie połączenie siłownika 5 z pompą i zbiornikiem, więc tłok siłownika jest unieruchomiony. Jeżeli dźwignia rozdzielacza 6 zostanie wychylona w prawo, to suwak tego rozdzielacza zostanie przesunięty w lewo i spowoduje połączenie lewej komory siłownika 5 z pompą a prawej komory ze zbiornikiem. Tak więc ciecz pod ciśnieniem wytworzonym przez pompę 1 spowoduje wysuw tłoczyska siłownika 5. Jednocześnie ciecz z prawej komory siłownika 5 pod niskim ciśnieniem zostanie odprowadzona do zbiornika 2. Przesterowanie dźwigni rozdzielacza 6 w lewo spowoduje przesunięcie suwaka tego rozdzielacza w prawo i zmianę połączeń siłownika 5 z pompą 1 i zbiornikiem 2, a więc zmianę kierunku ruchu tłoka i związanego z nim tłoczyska. Między lewą komorą siłownika 5 a rozdzielaczem 6 znajduje się zawór dławiący 7. Zadaniem tego zaworu jest nastawianie prędkości ruchu tłoka z tłoczyskiem siłownika 5, mianowicie: w trakcie wysuwu tłoka zawór dławiący 7 przepuszcza do lewej komory siłownika 5 ciecz o natężeniu przepływu wynikającym (między innymi) z nastawienia powierzchni przekroju przepływowego w dławiku tego zaworu, od nastawionego natężenia przepływu zależy prędkość ruchu tłoka; taki sposób usytuowania zaworu dławiącego 7 nosi nazwę dławienia na dopływie lub inaczej na wlocie, w trakcie wsuwu tłoka zawór dławiący 7 ogranicza wypływ z lewej komory siłownika 5 do wartości nastawionej na dławiku, od nastawionego natężenia przepływu zależy prędkość ruchu tłoka; taki sposób usytuowania zaworu dławiącego 7 nosi nazwę dławienia na wypływie lub inaczej na wylocie. Zawór dławiący 7 może tylko zmniejszyć prędkość tłoka w porównaniu z układem bez tego zaworu w takim układzie cała wydajność pompy jest wykorzystywana do wytworzenia prędkości ruchu tłoka. Zatem pompa 1 w układzie z zaworem dławiącym 7 musi dysponować nadwyżką wydajności w stosunku do potrzeb siłownika 5, nadwyżka ta jest odprowadzana do zbiornika za pomocą zaworu maksymalnego 4. Z dotychczasowego opisu działania układu wynika, że zarówno w trakcie postoju jak i w trakcie ruchu siłownika, przez zawór maksymalny 4 odprowadzana jest cała wydajność pompy lub jej część. Zawór maksymalny odprowadzający ciecz w sposób ciągły przez cały czas pracy pompy lub część tego czasu nosi nazwę zaworu przelewowego. W układzie znajduje się również zawór zwrotny 3. Zawór ten w trakcie pracy pompy jest zawsze otwarty i praktycznie nic nie wnosi do funkcjonowania układu. Jego rola może uwidocznić się podczas prac remontowych, na przykład gdy zachodzi konieczność podłączenia silnika elektrycznego na kierunek obrotów wymagany przez pompę 1 w przypadku niewłaściwego podłączenia zawór 3 zapobiegnie wysysaniu cieczy z układu, czyli zapobiegnie zapowietrzeniu układu. Tworzenie schematów konstrukcyjnych jest bardzo pracochłonne i czasochłonne z uwagi na zbyt dużą liczbę szczegółów nie zawsze istotnych dla opisu funkcjonowania układów. W związku z tym stosuje się umowne symbole graficzne elementów, analogiczne do symboli używanych na przykład w elektronice. Symbole te pozbawione są szczegółów konstrukcyjnych, a ich celem jest wyłączne przedstawienie cech funkcjonalnych elementów. Stosując zapis symboliczny układu z rysunku 1.10 otrzymamy znacznie prostszy i czytelniejszy schemat funkcjonalny pokazany na rysunku 1.11. 17

Rys. 1.11. Schemat funkcjonalny (symboliczny, ideowy) układu z siłownikiem tłokowym: 1 - pompa, 2 - zbiornik, 3 - zawór zwrotny, 4 - zawór maksymalny, 5 - siłownik tłokowy, 6 - rozdzielacz, 7 - zawór dławiący 18

2. POMPY WYPOROWE 2.1. Zasada działania i klasyfikacja [7] Podstawowym elementem każdego układu hydrostatycznego jest pompa wyporowa. Jej zadaniem jest zamiana energii mechanicznej dostarczonej z zewnątrz na energię ciśnienia cieczy roboczej. Zasada działania pompy wyporowej polega na przetłaczaniu dawek cieczy z przestrzeni ssawnej do tłocznej za pomocą elementów wyporowych. Wielkość dawki określona jest wymiarami komory wyporowej. Warunkiem koniecznym działania pomp wyporowych jest szczelne oddzielenie przestrzeni ssawnej i tłocznej oraz szczelność między komorą a elementem wyporowym. Pompy można klasyfikować w różnorodny sposób, na przykład ze względu na: rodzaj ruchu elementów wyporowych, możliwość zmiany wydajności, według liczby niezależnych strumieni cieczy roboczej. W zależności od rodzaju ruchu elementów wyporowych można pompy sklasyfikować w następujący sposób: 1. Pompy o ruchu obrotowym elementów wyporowych (rotacyjne). 1.1. Pompy zębate. o zazębieniu zewnętrznym, o zazębieniu wewnętrznym. 1.2. Pompy śrubowe. 1.3. Pompy łopatkowe. z łopatkami wirującymi, z łopatkami nie wirującymi. 2. Pompy o ruchu posuwisto-zwrotnym elementów wyporowych (wielotłoczkowe). 2.1. Pompy promieniowe. z tłoczkami wirującymi, z tłoczkami nie wirującymi. 2.2. Pompy osiowe. z wychylnym wirnikiem, z wychylną tarczą. W zależności od możliwości zmiany wydajności podczas pracy, możemy dokonać następującego podziału pomp 1. Pompy o stałej wydajności. 2. Pompy o zmiennej (nastawialnej) wydajności. Możliwość zmiany wydajności podczas pracy pompy związana jest z koncepcją jej rozwiązania konstrukcyjnego i rozpatrywana jest wyłącznie przy stałej prędkości obrotowej wałka napędowego. Tak więc pompy zębate i śrubowe budowane są wyłącznie jako jednostki o stałej wydajności, natomiast pozostałe typy pomp mogą być budowane w obu wariantach, a więc o stałej lub o zmiennej (nastawialnej) wydajności. 19

Na zagadnienie zmiany wydajności można spojrzeć także z innego punktu widzenia dopuszczając zmianę prędkości obrotowej silnika napędzającego pompę. Biorąc pod uwagę stosunkowo łatwą zmianę prędkości obrotowej silników elektrycznych sterowanych falownikami, z każdej pompy możemy w praktyce uczynić jednostkę o zmiennej wydajności. Jest to dopuszczalne pod warunkiem, że zmiana prędkości obrotowej będzie się odbywała w zakresie określonym przez producenta i podawanym w katalogu firmowym. Przyjmując jako kryterium podziału liczbę niezależnych strumieni cieczy, pompy możemy podzielić na dwie grupy 1. Pompy jednostrumieniowe. 2. Pompy wielostrumieniowe. Pompy wielostrumieniowe służą do niezależnego zasilania różnych obwodów hydraulicznych lub do zasilania tego samego obwodu w celu uzyskania stopniowanej zmiany prędkości roboczych silnika hydraulicznego lub siłownika. Wydajności poszczególnych sekcji mogą być jednakowe lub zróżnicowane. Pompy wielostrumieniowe zestawia się z jednostek zębatych, łopatkowych lub wielotłoczkowych promieniowych, możliwe są także różne kombinacje w zestawianiu wymienionych jednostek. Charakterystyczną cechą pomp wielostrumieniowych jest ich napęd za pomocą jednego silnika i przekazywanie tego napędu między jednostkami. 2.2. Określenia podstawowe i charakterystyki statyczne [1], [7] Każda pompa wyporowa ma trzy podstawowe parametry ruchowe, decydujące o przydatności w konkretnym układzie hydrostatycznym, mianowicie: wydajność nominalna, ciśnienie nominalne, nominalne zapotrzebowanie mocy. 2.2.1. Wydajność nominalna Wydajnością pompy nazywamy ilość cieczy roboczej dostarczonej do przewodu tłocznego w jednostce czasu. Wydajność teoretycznie nie zależy od ciśnienia i wynika jedynie z wymiarów geometrycznych pompy oraz prędkości obrotowej z jaką jest napędzana. W praktyce, wskutek przecieków cieczy przez szczeliny między częściami pompy, wydajność maleje ze wzrostem ciśnienia. Wydajnością nominalną nazywamy wydajność przy nominalnej prędkości obrotowej i nominalnym ciśnieniu. Wydajność pompy wyporowej można obliczyć ze wzoru Q p = ε q n η (2.1) p p p vp gdzie Q p - wydajność pompy, podstawową jednostką miary w układzie SI jest [m 3 /s], w praktyce jest to jednostka zbyt duża i najczęściej stosuje się jednostkę mniejszą [dm 3 /s], ε p - współczynnik nastawialności wydajności, dla pomp o stałej wydajności wynosi on ε p = 1, dla pomp o zmiennej wydajności wynosi on 0 ε 1, q p - wydajność jednostkowa, czyli maksymalna możliwa do osiągnięcia ilość cieczy p 20

podana do przewodu tłocznego w trakcie jednego obrotu wałka napędowego przy ciśnieniu tłoczenia równym ciśnieniu ssania [m 3 /obr], [dm 3 /obr]; wydajność jednostkowa nazywana jest również wydajnością właściwą lub geometryczną objętością roboczą n p - prędkość obrotowa wałka napędowego pompy [obr/s], η vp - sprawność objętościowa, inaczej wolumetryczna, czyli współczynnik uwzględniający straty cieczy w pompie; sprawność ta naleje ze wzrostem obciążenia pompy i jest zwykle wyznaczana eksperymentalnie w funkcji tego obciążenia, które zapisujemy wzorem p p =p tł -p ss (2.2) gdzie p tł ciśnienie w przewodzie tłocznym pompy, p ss ciśnienie w przewodzie ssawnym pompy. 2.2.2. Ciśnienie nominalne Ciśnieniem nominalnym nazywamy najwyższą wartość ciśnienia długotrwałej pracy pompy. Nie oznacza to wcale, że pompa musi zawsze pracować przy ciśnieniu nominalnym. Jeżeli w układzie hydrostatycznym będzie wymagane ciśnienie niższe, to pompa będzie również pracować poprawnie. Należy jednak pamiętać, że przy zbyt niskim ciśnieniu roboczym w stosunku do nominalnego sprawność ogólna pompy będzie bardzo mała. Ponadto istnieje możliwość przeciążenia pompy ciśnieniem wyższym od nominalnego, jednak takie przeciążenie może odbywać się wyłącznie w sposób podany przez producenta w katalogu firmowym. Rozpatrując zagadnienie ciśnienia w układzie hydrostatycznym należy mieć na uwadze, że jakkolwiek ciśnienie jest wytwarzane przez pompę, to jego wartość zależy od obciążenia silnika lub siłownika, koncepcji jego rozwiązania konstrukcyjnego i wymiarów, sprawności hydrauliczno-mechanicznej oraz strat ciśnienia w przewodach i elementach układu. 2.2.3. Nominalne zapotrzebowanie mocy Zapotrzebowaniem mocy nazywamy moc, jaką należy dostarczyć do pompy w celu wytworzenia wydajności Q p przy obciążeniu p p, będącym różnicą ciśnień między przewodem tłocznym i ssawnym. Zapotrzebowanie mocy można obliczyć ze wzoru: N p Qp p p = (2.3) η p gdzie N p - zapotrzebowanie mocy, podstawową jednostką miary w układzie SI jest [W], jest to jednostka zbyt mała i zwykle stosuje się jednostkę większą na przykład [kw], p p - obciążenie pompy, podstawową jednostką miary w układzie SI jest [Pa], jest to jednostka zbyt mała i zwykle stosuje się jednostkę większą, mianowicie [MPa], η p - sprawność ogólna pompy, nazywana również sprawnością całkowitą, czyli współczynnik uwzględniający następujące straty w pompie: objętościowe (wolumetryczne), hydrauliczne (ciśnienia) i mechaniczne (tarcia); dla celów obli- 21

czeniowych można zastosować wzór η = η η η = η η (2.4) p gdzie vp hp mp vp hm η hp sprawność hydrauliczna pompy, η mp sprawność mechaniczna pompy, η hm sprawność hydrauliczno-mechaniczna pompy. W praktyce można eksperymentalnie wyznaczyć sprawność ogólną i objętościową w funkcji obciążenia pompy, natomiast sprawność hydraulicznomechaniczną oblicza się ze wzoru (2.4). Nominalnym zapotrzebowaniem mocy nazywamy zapotrzebowanie dla nominalnej wydajności i nominalnego obciążenia pompy. 2.2.4. Wydajności jednostkowe Wydajność jednostkowa pompy związana jest z koncepcją jej rozwiązania konstrukcyjnego. Wartość wydajności jednostkowej wyznacza się zwykle na drodze eksperymentalnej. Orientacyjnie dla poszczególnych rozwiązań otrzymamy podane niżej wzory wynikające z [3]. gdzie Pompa zębata o zazębieniu zewnętrznym (rys. 2.1) q p = π m zbh (2.5) ε = 1 (2.6) p m - moduł, z - liczba zębów koła zębatego, b - szerokość koła zębatego (mierzona prostopadle do płaszczyzny rysunku), h - wysokość zęba. gdzie Pompa zębata o zazębieniu wewnętrznym z wkładką sierpową (rys. 2.2) q p = π m zbh (2.7) ε = 1 (2.8) p m - moduł, z - liczba zębów koła zębatego, b - szerokość koła zębatego (mierzona prostopadle do płaszczyzny rysunku), h - wysokość zęba. 22

Rys. 2.1 Rys. 2.2 Rys. 2.3 Rys. 2.4 23

Pompa o zazębieniu wewnętrznym bez wkładki sierpowej (gerotorowa) (rys. 2.3) q p = z b ( A max Amin ) (2.9) gdzie ε = 1 (2.10) p z - liczba zębów rotora, b - szerokość rotora (mierzona prostopadle do płaszczyzny rysunku), A max, A min - maksymalna i minimalna wartość powierzchni przekroju szczeliny międzyzębnej. Pompa śrubowa (rys. 2.4) q p π = ( D 4 d ) s D α sin 2 2 2 2 2 2 α s (2.11) ε = 1 (2.12) p gdzie D + d α = arccos (2.13) 2D Pompa łopatkowa pojedynczego działania (rys. 2.5) q p = 2π Dbe max (2.11) e ε (2.12) p = e max gdzie b - szerokość łopatki (mierzona prostopadle do płaszczyzny rysunku), Pompa łopatkowa podwójnego działania (rys. 2.6) 2 q p = π ( D 2 d ) k b 4 (2.16) gdzie ε = 1 (2.17) p b - szerokość łopatki (mierzona prostopadle do płaszczyzny rysunku), k - liczba skoków łopatki w trakcie jednego obrotu wałka. 24

Rys. 2.5 Rys. 2.6 Rys. 2.7 Rys. 2.8 25

Pompa tłoczkowa promieniowa z tłoczkami wirującymi (rys. 2.7) i nie wirującymi (rys.2.8) q p π d 2 z e 2 = k max (2.18) gdzie ε e (2.19) = p e max z - liczba tłoczków gdzie Pompa tłoczkowa osiowa z wychylnym wirnikiem (rys. 2.9) π 2 2 q p = dk z rh sinα max (2.20) sinα ε p = (2.21) sinα max z - liczba tłoczków gdzie Pompa tłoczkowa osiowa z wychylną tarczą (rys. 2.10) π 4 2 q p = dk zdk tgα max (2.22) tgα ε p = (2.23) tgα max z - liczba tłoczków 2.2.5. Charakterystyki statyczne Właściwości pomp wyporowych w katalogach firmowych ilustruje się graficznie za pomocą różnych charakterystyk statycznych. Jedną z takich możliwości są charakterystyki w funkcji obciążenia, których kształt pokazano na przykładowym rysunku 2.11. 26

Rys. 2.9 Rys. 2.10 Rys. 2.11. Charakterystyki statyczne pompy wyporowej, indeks dolny g jest równoważny indeksowi p we wzorach opisujących pompy 27

2.3. Opisy działania i przykłady rozwiązań konstrukcyjnych 2.3.1. Pompy zębate o zazębieniu zewnętrznym Na rysunku 2.12 przedstawiono schemat pompy zębatej. Zasada działania pompy sprowadza się do przetransportowania cieczy w komorach między zębnych z przewodu ssawnego do tłocznego. Natomiast na rysunku 2.13 przedstawiono przykład rozwiązania konstrukcyjnego takiej pompy. 2.3.2. Pompy łopatkowe Na rysunku 2.14 przedstawiono schemat pompy łopatkowej podwójnego działania. W trakcie ćwiartki obrotu wirnika 2 w kierunku strzałki, łopatki 3 wysuwają się z górnej części wirnika 2, dzięki czemu wzrasta objętość komór między łopatkowych 4 (kolor niebieski). Wzrost objętości komór powoduje powstanie podciśnienia i zasysanie cieczy przewodem ssawnym. W następnej ćwiartce obrotu wirnika 2 łopatki 3 wsuwają się do wirnika 2, co powoduje zmniejszanie objętości komór między łopatkowych 4 (kolor czerwony). Powoduje to powstanie nadciśnienia i tłoczenie cieczy do układu przewodem tłocznym. Zastosowanie podwójnych układów tłocznych i podwójnych ssących, ułożonych po przeciwnych stronach wirnika umożliwia zrównoważenie stosunkowo dużych sił promieniowych działających na wirnik. Łopatki wysuwają się z wirnika pod wpływem sił odśrodkowych, lub prowadzone są po bieżni statora w sposób wymuszony. Zadaniem układu odciążenia łopatek jest zmniejszenie docisku łopatek do bieżni, a więc zwiększenie sprawności hydrauliczno-mechanicznej pompy. Opisany schemat nadaje się do budowy pomp o stałej wydajności takich jak na przykład pompa dwustrumieniowa pokazana na rysunku 2.15. Pompa ta generuje dwa niejednakowe strumienie cieczy, gdyż szerokości łopatek 7 i 8 są różne. Na rysunku 2.16 przedstawiono schemat pompy łopatkowej pojedynczego działania o zmiennej wydajności. W trakcie obrotu wirnika w kierunku strzałki, w dolnej części wirnika następuje wysuwanie się łopatek z wirnika i zasysanie cieczy (kolor niebieski). Jednocześnie w górnej części wirnika następuje chowanie się łopatek w wirniku i tłoczenie cieczy (kolor czerwony). Wysokie ciśnienie tłoczenia (w porównaniu z ciśnieniem ssania) powoduje powstanie dużych sił promieniowych działających na wirnik i stator. Na rysunku pokazano siłę F p działającą na stator oraz jej składowe: pionową F v i poziomą F h. Składową pionową F v przenosi korpus i gwint przyłącza 2, natomiast składowa pozioma F h jest równoważona przez siłę sprężyny F f. Wzrost ciśnienia powyżej dopuszczalnej wartości narusza równowagę sił i stator przesuwa się w prawo powodując zmniejszenie skoku łopatek do minimum, czyli zmniejszenie wydajności pompy do wartości pokrywającej tylko przecieki w układzie. Do nastawiania wartości ciśnienia, przy której następuje zmniejszenie wydajności pompy służy śruba nastawcza 3 sterownika. W przypadku zastosowania w układzie hydrostatycznym pompy o opisanej konstrukcji stosowanie zaworu maksymalnego zabezpieczającego układ przed przeciążeniem staje się zbędne. Rolę zaworu przejmuje sterownik skoku zerowego. 28

Rys. 2.12. Schemat pompy zębatej o zazębieniu zewnętrznym: 1 - korpus, 2 koło zębate czynne, 3 - koło zębate bierne, 4 - komora między zębna Rys. 2.13. Pompa zębata PZ3: 1 - wałek napędowy, 2 - pokrywa przednia, 3 - kadłub, 4 - pokrywa tylna, 5 - koło zębate czynne, 6 - łożysko, 7 - koło zębate bierne, 8 - śruba 29

Rys. 2.14. Schemat pompy łopatkowej podwójnego działania: 1 - stator, 2 - wirnik, 3 - łopatka, 4 - komora między łopatkowa, 5,6 - kanały systemu odciążenia łopatek Rys. 2.15. Pompa łopatkowa dwustrumieniowa V2010 i V2020 firmy Vickers: 1 - wałek napędowy, 2 - przystawka, 3 - część ssawna, 4 - pokrywa tylna, 5,6 - obudowa wirnika przedniego i tylnego, 7,8 - wirnik przedni i tylny, 9,10 - łopatka, 11, 12 - płyty kompensacyjne przednia i tylna 30

Rys. 2.16. Schemat pompy łopatkowej pojedynczego działania, wyposażonej w nastawnik skoku zerowego: 1 - ogranicznik skoku statora, 2 - przyłącze tłoczne, 3 - śruba nastawcza sterownika, L - przewód odprowadzający przecieki, S - kierunek zasysania, P - kierunek tłoczenia 31

2.3.3. Pompy wielotłoczkowe promieniowe Na rysunku 2.17 przedstawiono koncepcję rozwiązania pompy wielotłoczkowej z nie wirującymi tłoczkami, o stałej wydajności. Tłoczki 4 dociskane są zawsze do wałka mimośrodowego 2 za pomocą sprężyn. Obracający się wałek 2 wymusza posuwisto-zwrotne ruchy tłoczków 4. Ruchy te są wykorzystane do zasysania i tłoczenia cieczy. Przyjmijmy, że tłoczek 4 wysuwa się z cylindra 3.1. Powoduje to powstanie podciśnienia, otwarcie zaworu zwrotnego ssawnego 5 i zasysanie cieczy. Jeżeli tłoczek 4 wsuwa się do cylindra na przykład 3.3, to zawór 5 się zamyka, a ciecz otwiera zawór zwrotny tłoczny 6 i płynie pod ciśnieniem do układu hydrostatycznego. Na rysunku 2.18 przedstawiono przykład rozwiązanie konstrukcyjnego pompy wielotłoczkowej promieniowej o zmiennej wydajności, z wirującymi tłoczkami. 2.3.4. Pompy wielotłoczkowe osiowe Na rysunku 2.19 pokazano schemat pompy wielotłoczkowej osiowej z wirnikiem wychylonym o stały kąt, mającej stałą wydajność. Podczas obrotu wałka 2 wirnik 4 zostaje wprawiony w ruch obrotowy za pomocą korbowodów 6, gdyż stopki kuliste tych korbowodów są przytrzymywane w tarczy 3 przez przeguby tej tarczy. W związku z tym tłoczki 5 wykonują ruchy posuwisto-zwrotne względem wirnika 4. Ruchy te wykorzystywane są do zasysania i tłoczenia cieczy za pośrednictwem tarczy rozdzielczej 7. Zasysanie odbywa się w górnej części wirnika (kolor niebieski) a tłoczenie w części dolnej (kolor czerwony). Kolorem fioletowym oznaczono przestrzenie wewnętrzne pompy, w których gromadzą się przecieki odprowadzane następnie do zbiornika. Rysunek 2.20 przedstawia przykład rozwiązania konstrukcyjnego omawianej pompy. Na rysunku 2.21 przedstawiono schemat pompy z wirnikiem o zmiennym kącie wychylenia, czyli pompy o zmiennej wydajności (nastawianej podczas pracy) i zmiennym kierunku tłoczenia. W przedstawionym rozwiązaniu skok tłoczków 5 zależy od kąta wychylenia wirnika 4. Zatem wydajność pompy jest też zależna od tego kąta, ponadto wychylając wirnik w przeciwną stronę do pokazanej na rysunku uzyskuje się zmianę kierunku tłoczenia. Podobnie jak w przypadku pompy z rysunku 2.19 zasysanie cieczy w tym położeniu wirnika odbywa się w górnej części wirnika (kolor niebieski), a tłoczenie w jego dolnej części (kolor czerwony). Po wychyleniu wirnika do góry kanał ssawny i tłoczny (niebieski i czerwony) zamieniają się rolami. Przestrzenie, z których odprowadzane są przecieki zaznaczono kolorem fioletowym. Na rysunku 2.22. przedstawiono przykład rozwiązania konstrukcyjnego pompy pracującej w opisany powyżej sposób. Na rysunku 2.23 przedstawiono przykład rozwiązania konstrukcyjnego pompy z wychylną tarczą. Zmianę wychylenia tarczy 4 umożliwia mechanizm nastawczy 13 ze wspomaganiem hydraulicznym. Powoduje to zmianę skoku tłoczków 8, a więc zmianę wydajności. Pompa pokazana na rysunku jest wyposażona w pomocniczą pompę zębatą 14, jest to pompa niskociśnieniowa o malej wydajności, można ją wykorzystać na przykład do zasilania niskociśnieniowych obwodów sterowania. 32

Rys. 2.17. Schemat pompy wielotłoczkowej promieniowej, z nie wirującymi tłoczkami i rozrządem zaworowym: 1 - korpus, 2 - wałek mimośrodowy, 3.1, 3.2, 3.3 - cylindry, 4 - tłoczek, 5 - zawór zwrotny ssawny, 6 - zawór zwrotny tłoczny 33

Rys. 2.18 Rys. 2.18. Pompa wielotłoczkowa promieniowa jednorzędowa z zewnętrznym podparciem tłoczków, z wychylną bieżnią, o zmiennej wydajności i zmiennym kierunku tłoczenia 34

Rys. 2.19. Schemat pompy wielotłoczkowej z wychylonym wirnikiem, o stałej wydajności: 1 - korpus, 2 - wałek napędowy, 3 - tarcza przegubowa, 4 - wirnik, 5 - tłoczek, 6 - korbowód, 7 - tarcza rozdzielcza, 8 - czop łożyskowy wirnika Rys. 2.20. Pompa wielotłoczkowa osiowa z wychylonym wirnikiem PNS-150A: 1 - wałek napędowy, 2 - przystawka, 3 - trzpień wirnika, 4 - korbowód, 5 - tłoczek, 6 - wirnik, 7 - tarcza rozdzielcza, 8 - sprężyna centralna, 9 - kadłub, 10 pokrywa 35

Rys. 2.21. Schemat pompy wielotłoczkowej z wychylanym wirnikiem, o zmiennej wydajności i zmiennym kierunku tłoczenia: 4 - wirnik, 5 - tłoczek, 7 - tarcza rozrządcza, 9 - ruchoma część korpusu pompy Rys. 2.22. Pompa osiowa z wychylanym wirnikiem, przeznaczona do zabudowy w zbiorniku: 1 - wałek napędowy, 2 - przystawka, 3 - trzpień wirnika, 4 - korbowód, 5 - tłoczek, 6 - wirnik, 7 - tarcza rozrządcza, 8 - sprężyna centralna, 9 - kadłub, 10 - pokrywa, 11 - sworzeń mechanizmu wychylania wirnika 36

Rys. 2.23. Pompa osiowa z wychylną tarczą, o zmiennej wydajności, typu PTOZ2: 1 - wałek napędowy, 2 - przystawka, 3 - sprzęgło odsuwne, 4 - tarcza wychylna, 5 - stopka ślizgowa, 6 - separator, 7 - sprężyna centralna, 8 - tłoczek, 9 - wirnik, 10 - wałek główny, 11 - pokrywa tylna, 12 - płytka ślizgowa, 13 - mechanizm nastawczy, 14 - pompa zębata do zasilania obwodów pomocniczych 37

2.4. Symbole graficzne W tabeli 2.1 zestawiono przykłady symboli graficznych pomp wyporowych. Jak zaznaczono w pierwszym rozdziale, symbole graficzne obrazują funkcje, jakie dany element może spełniać w układzie hydrostatycznym. W związku z tym symbole pozbawione są informacji dotyczących konstrukcji elementów. Tabela 2.1. Symbole graficzne pomp wyporowych Symbol graficzny Nazwa i opis pompy o stałym kierunku tłoczenia Pompa o stałej wydajności o zmiennym kierunku tłoczenia o stałym kierunku tłoczenia, bez precyzowania sposobu zmiany wydajności o zmiennym kierunku tłoczenia, bez precyzowania sposobu zmiany wydajności Pompa o zmiennej wydajności o stałym kierunku tłoczenia, wyposażona w sterownik skoku zerowego sterownik po przekroczeniu nastawionego ciśnienia zmniejsza wydajność do minimalnej wartości o zmiennym kierunku tłoczenia, wyposażona w ręcznie sterowany mechanizm zmiany wydajności i kierunku tłoczenia złożona z jednakowych jednostek o stałej wydajności Pompa dwustrumieniowa złożona z różnych jednostek: jednostka główna zasila wysokociśnieniowy obwód zasadniczy, jednostka pomocnicza służy np. do zasilania niskociśnieniowego obwodu sterowania złożona z różnych jednostek opisanych wyżej, ponadto jednostka główna wyposażona jest układ nastawiania wydajności i kierunku tłoczenia sterowany pomocniczym silnikiem elektrycznym 38

3. SILNIKI WYPOROWE 3.1. Zasada działania i klasyfikacja [5], [7], [1] Zadaniem silnika wyporowego, nazywanego najczęściej silnikiem hydraulicznym, jest zamiana energii ciśnienia cieczy na energię mechaniczną ruchu obrotowego. Zasada działania silnika jest odwróceniem zasady działania pompy wyporowej. Rzecz polega na doprowadzeniu cieczy pod ciśnieniem do komór wyporowych, które mogą zmieniać swoją objętość przez wymuszenie ruchu elementów wyporowych. Z kolei ruch tych elementów zamieniany jest na ruch obrotowy wałka wyjściowego silnika. Ciecz, która oddała swoją energię elementom wyporowym silnika jest odprowadzana do zbiornika. Silniki, podobnie jak pompy, można klasyfikować w różnorodny sposób, na przykład ze względu na: rozwijane prędkości i momenty obrotowe, rodzaj ruchu elementów wyporowych, możliwość zmiany chłonności. Kryterium prędkości i momentów obrotowych ma zasadnicze znaczenie. Zgodnie z nim możemy wyróżnić dwie podstawowe grupy silników: 1. Silniki szybkoobrotowe niskomomentowe. 2. Silniki wolnoobrotowe wysokomomentowe. Prędkości obrotowe silników obydwu grup mogą przyjmować wartości pokazane w tabeli 3.1 Tabela 3.1. Prędkości obrotowe silników wyporowych Rodzaje silników Zakresy prędkości obrotowych [obr/min] n min n max Szybkoobrotowe 300 500 3000 Wolnoobrotowe 1 150 200 Silniki szybkoobrotowe charakteryzują się najczęściej takimi samymi lub zbliżonymi rozwiązaniami konstrukcyjnymi i parametrami pracy jak pompy, więc ich klasyfikacje mogą być podobne jak dla pomp. Silniki te nadają się również do pracy pompowej, przy czym sposób tej pracy jest zwykle określany przez producenta w danych katalogowych. Klasyfikacja silników szybkoobrotowych, wynikająca z danych katalogowych, ze względu na rodzaj ruchu elementów wyporowych jest następująca: 1. Silniki o ruchu obrotowym elementów wyporowych (rotacyjne) 1.1. Silniki zębate. 1.2. Silniki łopatkowe. 2. Silniki o ruchu posuwisto-zwrotnym elementów wyporowych (wielotłoczkowe) 2.1. Silniki osiowe. Silniki wolnoobrotowe są stosowane stosunkowo często, gdyż ich wałki można bezpośrednio sprzęgać z wałkami maszyn bez pośrednictwa przekładni mechanicznych zmniejsza- 39

jących prędkości obrotowe. Silniki te są na ogół konstrukcjami specjalnymi nie nadającymi się do pracy pompowej, a ich klasyfikacja ze względu na rodzaj ruchu elementów wyporowych przedstawia się następująco: 1. Silniki o ruchu obrotowym elementów wyporowych (rotacyjne). 1.1. Silniki zębate. 2. Silniki o ruchu posuwisto-zwrotnym elementów wyporowych (tłokowe). 2.1. Silniki promieniowe. 2.2. Silniki osiowe. 3.2. Określenia podstawowe i charakterystyki statyczne [1], [7] Każdy silnik wyporowy ma trzy podstawowe parametry ruchowe decydujące o przydatności w konkretnym układzie hydrostatycznym, mianowicie: chłonność nominalna, ciśnienie nominalne, moc nominalna. 3.2.1. Chłonność nominalna Chłonnością silnika nazywamy ilość cieczy roboczej pobraną z przewodu tłocznego w jednostce czasu. Teoretycznie, chłonność nie zależy od ciśnienia i wynika jedynie z wymiarów geometrycznych silnika oraz wymaganej prędkości obrotowej. W rzeczywistości, wskutek przecieków, chłonność rośnie ze wzrostem ciśnienia. Chłonnością nominalną nazywamy chłonność przy nominalnej prędkości obrotowej i nominalnym ciśnieniu. Chłonność silnika wyporowego można wyznaczyć ze wzoru Q h ε q n η h h h = (3.1) vh gdzie Q h - chłonność silnika, podstawową jednostką miary w układzie SI jest [m 3 /s], w praktyce jest to jednostka zbyt duża i najczęściej stosuje się jednostkę mniejszą, na przykład [dm 3 /s], ε h - współczynnik nastawialności chłonności, dla silników o stałej chłonności wynosi on ε h = 1, dla silników o zmiennej chłonności jest równy 0 ε h 1, q h - chłonność jednostkowa, czyli minimalna ilość cieczy pobrana z przewodu tłocznego w trakcie jednego obrotu wałka wyjściowego, przy ciśnieniu w przewodzie tłocznym równym ciśnieniu w przewodzie spływowym [m 3 /obr], [dm 3 /obr]; chłonność jednostkowa nazywana jest również chłonnością właściwą lub geometryczną objętością roboczą, n h - wymagana prędkość obrotowa wałka wyjściowego [obr/s], η vh - sprawność objętościowa, inaczej wolumetryczna, czyli współczynnik uwzględniający straty cieczy w silniku; sprawność ta naleje ze wzrostem różnicy ciśnień w silniku i jest zwykle wyznaczana eksperymentalnie w funkcji tej różnicy, którą zapisujemy wzorem p h =p tł -p sp (3.2) 40

gdzie p tł ciśnienie w przewodzie tłocznym silnika, p sp ciśnienie w przewodzie spływowym silnika. 3.2.2. Ciśnienie nominalne Określenie ciśnienia nominalnego i zagadnień eksploatacyjnych z nim związanych jest takie samo jak dla pomp rozdział 2.2.2. Jak już powiedziano w rozdziale 2.2.2, ciśnienie w układzie jest wytwarzane przez pompę, lecz jego wartość zależy od obciążenia silnika, koncepcji jego rozwiązania konstrukcyjnego i wymiarów, sprawności hydrauliczno-mechanicznej oraz strat ciśnienia w przewodach i elementach układu. Obciążeniem silnika jest wymagany moment obrotowy, wynikający z właściwości napędzanego urządzenia. Moment ten jest zawsze równy momentowi rozwijanemu przez silnik (dyspozycyjnemu), który wynosi: M h ε hqh phηhm = (3.3) 2π gdzie M h - rozwijany (dyspozycyjny) moment obrotowy, jednostką miary momentu w układzie SI jest [Nm], p h - różnica ciśnień w silniku wyrażona wzorem (3.2); jednostką miary jest [Pa], [MPa], η hm - sprawność hydrauliczno-mechaniczna silnika, czyli współczynnik uwzględniający straty hydrauliczne (ciśnienia) i mechaniczne (tarcia) w silniku. 3.2.3. Moc nominalna Moc przekazywaną przez silnik do napędzanego urządzenia można wyznaczyć ze wzoru analogicznego jak dla pompy, mianowicie: N h = Q p η (3.4) h h h lub z zapotrzebowania przez napędzane urządzenie N h = 2π M n (3.5) h h gdzie N h - moc rozwijana przez silnik, η h - sprawność ogólna silnika, nazywana również sprawnością całkowitą, czyli współczynnik uwzględniający następujące straty w silniku: objętościowe (wolumetryczne), hydrauliczne (ciśnienia) i mechaniczne (tarcia); dla celów obliczeniowych można zastosować wzór η = η η η = η η (3.6) h gdzie vh hh mh vh η hh sprawność hydrauliczna silnika, hm 41

η mh sprawność mechaniczna silnika, η hm sprawność hydrauliczno-mechaniczna silnika. W praktyce można eksperymentalnie wyznaczyć sprawność ogólną i objętościową w funkcji różnicy ciśnień w silniku, natomiast sprawność hydraulicznomechaniczną oblicza się ze wzoru (3.6). Mocą nominalną nazywamy moc dla nominalnej chłonności i nominalnej różnicy ciśnień w silniku, jest to również moc dla nominalnego momentu obrotowego i nominalnej prędkości obrotowej. 3.2.4. Charakterystyki statyczne Właściwości silników wyporowych ilustruje się zwykle w katalogach firmowych za pomocą uniwersalnych charakterystyk statycznych wyrażanych w postaci zależności M = h f ( n h ) (3.7) W zasygnalizowanym wyżej układzie współrzędnych nanosi się najczęściej cztery rodzaje krzywych: krzywe zbudowane dla p h = const, krzywe zbudowane dla Q h = const, krzywe zbudowane dla N h = const, krzywe zbudowane dla η h = const. Przykładowe charakterystyki statyczne silnika przedstawiono na rysunku 3.1. 3.3. Opisy działania i przykłady rozwiązań konstrukcyjnych silników szybkoobrotowych niskomomentowych 3.3.1. Silniki zębate Na rysunku 3.2 przedstawiono schemat szybkoobrotowego silnika zębatego o zazębieniu zewnętrznym. Zasada działania silnika sprowadza się do wywarcia przez ciecz pod ciśnieniem sił działających na zęby każdego z kół zębatych. Składowe tych sił styczne do koła podziałowego powodują wytworzenie momentu obrotowego. 3.3.2. Silniki wielotłoczkowe osiowe Na rysunku 3.3 przedstawiono schemat szybkoobrotowego silnika wielotłoczkowego osiowego o zmiennej chłonności. Ciecz pod ciśnieniem doprowadzona jest do połowy ze wszystkich komór utworzonych przez wirnik 3 i tłoczki 4. Pod działaniem cieczy tłoczki 4 dążą do wysuwania się z wirnika 3. Ruch tłoczków 4 za pomocą korbowodów 5 przenosi się na tarczę przegubową wałka 1 i powoduje jego obrót. Ciecz z pozostałych komór wirnika 3 odprowadzana jest do zbiornika przez wsuwowy ruch tłoczków 4. 42