Может ли коэффициент полезного действия гидравлической машины

Выбор гидравлической жидкости и эффективность работы гидросистемы определяются областью применения, условиями эксплуатации и интенсивностью работы.

Ежегодно гидравлические системы потребляют от 2,25 до 3,0 квадриллионов (х1015) Британских тепловых единиц энергии, из которых приблизительно 1,2 квадриллиона БТЕ приходится на мобильную технику и 1,7 квадриллиона — на промышленное оборудование. Средний КПД гидропривода составляет 21%. Может ли оптимизация подбора гидравлической жидкости снизить энергопотребление и повысить эффективность работы гидравлических систем?

Физический смысл КПД гидросистем

Гидравлическая система преобразует механическую энергию вращения приводного агрегата (ДВС или электродвигателя), вращающего вал насоса, в гидравлическую энергию. Регулирующие клапаны и распределители направляют поток рабочей жидкости от насоса к исполнительным механизмам (гидроцилиндры и гидромоторы), преобразующим гидравлическую энергию обратно в механическую.

Гидромотор можно описать как насос, работающий в обратном направлении; он преобразует гидравлическую энергию рабочей жидкости в механическую энергию вращения вала. Он может генерировать высокую удельную мощность, необходимую для работы агрегатов мобильной техники. Гидромоторы поворачивают барабан бетономешалки, перемещают стрелу экскаватора, приводят в движение режущий механизм траншеекопателя, обеспечивают колебания эксцентрика асфальтоукладчика и поднимают стрелу фронтального погрузчика.

В отличие от центробежных насосов, где расход и давление взаимосвязаны, в гидравлических системах используются объемные насосы и гидромоторы, в которых расход не зависит от давления. Конечно, в реальности ни один насос не имеет КПД 100%, поэтому некоторая степень взаимосвязи расхода и давления сохраняется.

Гидравлические системы вырабатывают кинетическую энергию в виде расхода и потенциальную энергию в виде давления. Таким образом, в гидросистеме необходимо поддерживать разделение между зонами высокого и низкого давления. Это требование лежит в основе многих конструктивных решений гидроприводов; движущиеся компоненты должны надежно уплотняться в зонах контакта, чтобы минимизировать перетечки.

Внутренние перетечки — это перемещение рабочей жидкости из зон высокого давления в зоны низкого давления внутри гидравлических компонентов, снижающие полезную мощность системы. По мере повышения давления и температуры в системе также возрастают утечки через соединения. Этот эффект более значителен в гидросистемах мобильной техники, поскольку наличие меньших по размеру масляных баков и теплообменников, необходимых для работы системы, подразумевает работу при более высоких температурах по сравнению с гидросистемами промышленного оборудования.

Как измерить КПД?

Полный КПД насоса или гидромотора представляет собой объемный КПД, умноженный на механический КПД. Объемный КПД соотносится с выходным расходом на один оборот входного вала насоса. Он определяет величину перетечек между областями высокого и низкого давления. Механический КПД относится к крутящему моменту на выходном валу гидромотора и отражает потери на трение.

При высоком давлении насоса и низкой частоте вращения гидромотора (наиболее важный режим работы) объемный КПД быстро увеличивается с увеличением частоты вращения насоса (или вязкости рабочей жидкости), а затем выравнивается. Между тем, механический КПД практически линейно снижается с увеличением частоты вращения насоса (или вязкости жидкости). Эта зависимость обычно иллюстрируется с помощью кривой Штрибека (см. рис. 1), которая отображает КПД как функцию от частоты вращения, вязкости и давления (нагрузки).

Рис. 1. Кривые Штрибека для гидравлической системы, выражающие КПД как функцию от Z (частота вращения), N (вязкость рабочей жидкости) и p (нагрузка или давление). Полный КПД вычисляется умножением объемного КПД на механический КПД. Данный график составлен на базе 1789 точек, снятых с 16 шестеренных насосов.

Требования к гидравлической жидкости

Надежность и эффективность работы системы требуют различных свойств гидравлической жидкости. Стандарты надежности четко определены и применяются ко всем производимым маслам. Эти стандарты учитывают такие параметры как вязкость, защита системы от износа, тепловая стабильность, ингибирование коррозии, стойкость к пенообразованию, деэмульгируемость, скорость окисления и чистота. Свойства гидравлической жидкости, зависящие от давления, к которым относятся модуль объемной упругости, плотность и трение, также могут оказывать значительное влияние на КПД гидросистемы, однако они редко встречаются в характеристиках, предоставляемых производителями масел.

Модуль объемной упругости представляет собой показатель изменения объема с изменением давления жидкости. Как показывает опыт, при повышении давления на 70 бар объем гидравлической жидкости уменьшается примерно на 0,5%. Модуль объемной упругости жидкости зависит от давления, температуры, химического состава и жесткости конструкции системы. Модуль объемной упругости может влиять на потери насоса (КПД), звуковые характеристики (уровень шума) и быстродействие системы (динамическая характеристика или скорость реакции системы при закрытии клапана). Модуль объемной упругости также влияет на величину перетечек в насосе и управляющих компонентах.

Плотность — это масса вещества на единицу объема. Ее величина определяется силами межмолекулярного взаимодействия и химическим составом вещества. Масло с высоким модулем объемной упругости является более плотным и, следовательно, менее сжимаемым, чем масло с низким модулем упругости. Плотность может влиять на перепад давления на клапанах и участках линий и, соответственно, на КПД системы.

Трение — это сдвиговое усилие, передаваемое через смазывающую пленку и являющееся результатом разности скоростей движения (в векторном виде) между условно «верхней» и «нижней» поверхностями пленки. Коэффициент трения жидкости представляет собой отношение силы трения к нормальной нагрузке. Если гидравлическая жидкость имеет низкий коэффициент трения, то для сдвига пленки этой жидкости между двумя поверхностями, движущимися относительно друг друга, требуется меньше энергии. Применение жидкости с низким коэффициентом трения может уменьшить потери крутящего момента гидромотора на низкой частоте вращения (разницу между теоретическим и фактическим крутящим моментом, вызванную трением).

КПД гидромотора

КПД гидромотора при низкой частоте вращения или при пуске зачастую определяет расчетное давление и типоразмер насоса, необходимого для работы гидравлической системы. Это особенно актуально для систем, запускаемых под нагрузкой, например, при копке грунта или подъеме транспортировочного контейнера.

Подобно тому, как двигатель автомобиля наименее эффективен на холостом ходу или при медленном движении, гидромоторы также имеют минимальный КПД на малых частотах вращения. Уменьшение трения гидромотора на низких частотах вращения позволяет повысить КПД за счет увеличения мощности, генерируемой для перемещения полезной нагрузки. Улучшение рабочих характеристик гидромотора может существенно повысить эффективность всей системы. Чтобы проиллюстрировать, как характеристики гидравлической жидкости могут влиять на КПД системы, мы сравнили пять гидравлических жидкостей. Каждая из этих жидкостей содержит беззольные противоизносные присадки.

• HM46: высококачественное минеральное масло группы 1, предназначенное для использования в гидравлических системах высокого давления.
• HV46: высоковязкое масло группы 3, предназначенное для использования в гидравлических системах, работающих под большой нагрузкой. Отличается высоким индексом вязкости и хорошими температурно-вязкостными характеристиками.
• HEES46: биоразлагаемое масло на основе синтетических эфиров, особенно хорошо подходящее для применения в системах, где случайная утечка масла может вызвать загрязнение воды.
• HBMO46: масло на основе фениловых эфиров группы 5 (ароматические соединения) с высоким модулем объемной упругости.
• HBMO46+FM: масло HBMO46 с небольшим количеством антифрикционной присадки. Все свойства, за исключением коэффициента трения, аналогичны маслу HBMO46.

Эти гидравлические жидкости оценивались при работе в аксиально-поршневых, радиально-поршневых и героторных гидромоторах со схожими характеристиками в плане потерь крутящего момента в зависимости от частоты вращения. При малых частотах вращения жидкости с низким коэффициентом трения (HEES46 и HBMO46+FM) демонстрируют вдвое меньшие потери момента по сравнению с традиционными гидравлическими маслами. Потери крутящего момента для всех типов масел одинаковы при средних и высоких частотах вращения; они уменьшаются и выравниваются по мере повышения частоты вращения, а затем незначительно увеличивается на максимальных частотах вращения (см. рис. 2).

Рис. 2. Потери крутящего момента для радиально-поршневого гидромотора, работающего на различных частотах вращения. Планки погрешностей выражают усредненный доверительный интервал 95% для нескольких испытаний.

Различия в механическом КПД отражают потери крутящего момента. Гидравлические жидкости, не содержащие нефтяную основу или присадки, изменяющие характеристики трения, демонстрируют более низкий механический КПД при малых частотах вращения гидромотора. КПД повышается с увеличением частоты вращения до определенной величины и снижается при более высоких значениях (см. рис. 3). На высоких частотах вращения КПД при использовании различных гидравлических жидкостей аналогично, поскольку при этом задействуется гидродинамическая смазка, а вязкость жидкостей соответствует одному классу по ISO.

Рис. 3. График зависимости механического КПД радиально-поршневого гидромотора, показанного на рис. 2, от частоты вращения (Z) при постоянной вязкости гидравлической жидкости и нагрузке.

Гидравлические насосы

Поршневой насос в открытой гидросистеме: вал аксиально-поршневого насоса вращает блок цилиндров. При вращении вала, благодаря наклонной шайбе (или блоку цилиндров), создается возвратно-поступательное движение поршня, которое обеспечивает заполнение и опорожнение цилиндра, как показано на рис. 4. Жидкость, вытесняемая поршнем, подается в нагнетательный контур через отверстия в распределительном диске (окна). Основными местами утечек в аксиально-поршневом насосе являются стык блока цилиндров с распределительным диском, башмак, а также контактная поверхность поршня и цилиндра.

Рис. 4. Основные элементы и принцип работы аксиально-поршневого насоса, используемая для сравнения характеристик пяти гидравлических жидкостей.

В аксиально-поршневом насосе с компенсацией давления угол наклонной шайбы относительно блока цилиндров автоматически регулируется для компенсации изменений давления на выходе насоса. Следует понимать, что компенсация давления снижает объемный КПД насоса, перенаправляя часть выходного расхода в компенсатор.

Мы сравнили объемные потери на компенсацию давления для пяти гидравлических жидкостей, описанных выше. В качестве эталонной жидкости использовалось масло HM46, которое оценивалось в начале, середине и конце цикла испытаний. Средний расход утечки при работе с маслом HBMO оказался на 20% меньше, чем с базовым маслом HM46 (см. рис. 5).

Рис. 5. Расход утечки через корпус и на компенсацию давления в литрах в минуту для пяти гидравлических жидкостей, измеренный в рамках сравнительных испытаний нерегулируемого поршневого насоса. В качестве эталона использовалось масло HM46; оно испытывалось в начале, в середине и в конце испытательного цикла.

Объемные потери для масел HEES46 и HV46 оказались также меньше, чем для базового масла HM46. Объемные потери при работе с маслом HBMO46+FM были несколько выше, чем с базовым маслом HBMO46; возможно, это обусловлено добавлением антифрикционной присадки или другого изменения свойств жидкости. Масло с высоким модулем объемной упругости также позволило сократить потери мощности насоса, однако потери на перекачивание оказались непропорциональны объемным утечкам.

Поршневой насос в закрытой гидросистеме: в закрытой гидросистеме масло подается в гидравлический насос не самотеком, а подпиточным насосом. Закрытые гидросистемы используются главным образом в мобильной технике, поскольку подпитка предотвращает снижение КПД, обусловленное недостаточным количеством масла, поступающего в насос.

При испытании насосов в закрытых гидросистемах было установлено, что объемный КПД зависит от их расхода (см. рис. 6). Объемный КПД снизился примерно на 5%, когда расход утечки через корпус насоса увеличился с 0,55 до 1,05 гал/мин (с 2 до 4 л/мин). Расход утечки в 1 л/мин выглядит не таким уж большим, однако это означает снижение потерь мощности приблизительно на 0,5 кВт, что в результате дает экономию около 95 литров дизельного топлива или 5500 рублей на электрической энергии за 1000 часов наработки.

Рис. 6. Зависимость объемного КПД от утечек через корпус в гидравлической системе закрытого типа.

Шестеренный насос: в шестеренных насосах внешнего зацепления, наиболее широко применяемых объемных гидроприводах, перекачивание жидкости производится путем ее перемещения по периметру ведущей и ведомой шестерен, находящихся в зацеплении между собой (см. рис. 7). Мы сравнили средний КПД 16 шестеренных насосов внешнего зацепления от семи производителей, определяя его по всему диапазону номинального рабочего давления и частоты вращения. Средний объемный КПД 16 насосов был больше при 50 °С, чем при 80 °С для всех насосов (см. рис. 8), однако механический КПД насосов существенно различался в зависимости от модели (см. рис. 9).

Рис. 7. Основные элементы и принцип работы шестеренного насоса внешнего зацепления — наиболее широко используемой объемной гидромашины.

Рис. 8. Средний механический КПД 16 различных шестеренных насосов (от семи производителей), измеренный при 50 и 80 °С во всем диапазоне номинального рабочего давления и частоты вращения.

Рис. 9. Средний объемный КПД 16 различных шестеренных насосов (от семи производителей), измеренный при 50 и 80 °С во всем диапазоне номинального рабочего давления и частоты вращения.

Измерение крутящего момента при различной частоте вращения дало неожиданные результаты. При низком давлении (следовательно, при низком крутящем моменте) гидросистемы работали примерно одинаково при 50 и 80 °С. Однако, при более высоком давлении при температуре 50°С крутящий момент был меньше, чем при 80 °С на всех частотах вращения, вопреки заявлением большинства учебных пособий. Расход насоса в зависимости от давления на выходе был больше при 50 °С, чем при 80 °С, при этом разница была максимальной на более высоком расходе и при более высоком давлении, что соответствует информации из учебников. Все шестеренные насосы имели больший полный КПД при меньшей температуре.

Выводы

Выбор наиболее оптимальной гидравлической жидкости требует оценки нескольких взаимозависимых факторов, включая типоразмер оборудования и условия эксплуатации, такие как температура, давление и максимальная нагрузка. По некоторым параметрам необходим компромисс, позволяющий достигнуть оптимального баланса между надежностью и КПД, а также между механическим и объемным КПД. Различия между исследованными гидравлическими жидкостями в эффективности передачи мощности наиболее выражены при низких частотах вращения, характерных для траншейного или подъемного оборудования, где мощность является наиболее важным фактором.