Praca silnikowa

Zaletą większości maszyn wyporowych stosowanych w układach hydrostatycznego napędu jest możliwość odwracania kierunku przepływu mocy przez te jednostki, tj. pracy silnikowej pomp lub pracy pompowej silników hydraulicznych. Można to wykorzystać do odzysku energii kinetycznej w przekładniach hydrostatycznych o obiegu zamkniętym (tzw.

„hamowanie silnikiem”). Wyjątkiem od tej reguły są jedynie maszyny wyposażone w roz-rząd zaworowy, który nie umożliwia odwracalności przepływu energii. Zarówno rozroz-rząd czołowy, jak i rozrząd krzywkowy działają bez względu na wartości ciśnień panujące w komorze cylindrowej i kanałach maszyny. Dlatego też wszystkie odmiany maszyn wielo-tłoczkowych osiowych mogą pracować w warunkach odwróconego kierunku przepływu mocy.

Istotnym parametrem jest sprawność, jaką poszczególne jednostki uzyskują w warun-kach odwróconego kierunku przepływu mocy. We wszystkich przypadwarun-kach sprawność całkowita maszyny jest iloczynem sprawności objętościowej i mechaniczno-ciśnieniowej.

W przypadku pracy silnikowej zmianie ulega jednak definicja obu tych sprawności.

7.4. Praca silnikowa 175

7.4.1. Sprawność objętościowa w pracy silnikowej

Sprawność objętościowa w pracy silnikowej wyraża się zależnością [4]:



Porównując ten wzór ze wzorem 7.1, opisującym sprawność dla pracy pompowej, można zauważyć, że przy identycznych wartościach qt, n i Q_s sprawność objętościowa w pracy silnikowej przyjmuje nieco wyższe wartości. Dla prędkości obrotowej ns, odpo-wiadającej nominalnym warunkom pracy maszyny, suma strat objętościowych Q_s nie przekracza z reguły kilku procent chłonności teoretycznej Qt. Dla takiego przypadku różni-ca wartości osiąganej przez sprawność objętościową w pracy pompowej i silnikowej jest nieznaczna – rzędu 0,52%.

7.4.2. Sprawność mechaniczno-ciśnieniowa w pracy silnikowej

Z większymi trudnościami mamy do czynienia w przypadku sprawności mechaniczno-ciśnieniowej pomp w pracy silnikowej. Moment teoretyczny na wale pompy i silnika wyra-ża się co prawda takim samym wzorem:



odmienny jest za to sposób wyznaczania sprawności mechaniczno-ciśnieniowej:



gdzie: Ms – sumaryczny moment strat mechanicznych i ciśnieniowych.

Wynika stąd, że ta sama jednostka przy identycznych wartościach qt,pz i Ms uzyska w pracy silnikowej niższą sprawność mechaniczno-ciśnieniową niż w pracy pompowej.

Różnica między oboma wartościami sprawności będzie tym większa, im większy będzie stosunek momentu strat do momentu teoretycznego. Graniczną wartością jest tu Ms = Mt, przy której: _mhp = 0,5, a _mhs = 0. Praca silnikowa staje się więc niemożliwa, podczas gdy maszyna może wciąż pracować jako pompa [56].

Wartość stosunku Ms/Mt zależy od dwóch parametrów pracy. Pierwszym z nich jest różnica ciśnień p_z. Moment teoretyczny Mt zależy od niej liniowo zgodnie ze wzorem 7.7.

Tymczasem dla momentu strat zależność ta jest dużo słabsza [5]. Na straty te składa się kilka czynników: całkowicie niezależnych od ciśnienia (tarcie między wałem napędowym a uszczelką, mieszanie oleju w karterze, tarcie lepkie w szczelinach) lub zależnych od niego w małym stopniu (tarcie w łożyskach czy kolektorze czołowym) [34]. Przy malejącej róż-nicy ciśnień mamy więc do czynienia z szybkim wzrostem stosunku Ms/Mt.

Drugim ważnym czynnikiem wpływającym na przebieg opisywanego zjawiska jest kąt nachylenia tarczy oporowej lub korpusu wychylnego . W miarę gdy kąt ten maleje, rośnie

udział strat wywołanych tarciem pomiędzy tłoczkiem a elementem poruszanym przez ten tłoczek. Ilustrację tego zjawiska przedstawiono na rys. 7.7.

Rys. 7.7. Rozkład sił działających na tłoczek podczas pracy silnikowej

Siła użyteczna Fu, będąca podstawą działania silnika, wyraża się wzorem:

Fu = Atl  ptl  sin , (7.9)

gdzie: Atl  powierzchnia tłoczka, ptl  ciśnienie działające na tłoczek.

Przeciwnie skierowana siła tarcia ma wartość:

Ft = Atl  p_tl    cos , (7.10)

gdzie:   współczynnik tarcia pomiędzy tłoczkiem a elementem napędzanym.

Stosunek Ft do Fu zmienia się więc zgodnie z zależnością:



 



 tg F

F

u

t   

sin

cos . (7.11)

1,150,35

0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8

0 5 10 15 20 25

Kąt nachylenia tarczy [ ^o ] wsp. tarcia = 0,01 wsp. tarcia = 0,003

Rys. 7.8. Zmiany zależności Ft/Fu w funkcji kąta nachylenia tarczy 

W rzeczywistych konstrukcjach wartość współczynnika tarcia  minimalizuje się, sto-sując hydrostatyczne podparcie tłoczka. Prawidłowa konstrukcja tego zespołu pozwala

7.4. Praca silnikowa 177 osiągać wartości  od ok. 0,01 przy małym ciśnieniu ptl do ok. 0,003 przy ptl > 20 MPa [43]. Przebieg zależności 7.11 dla podanych wartości  pokazano na rys. 7.8.

Krytyczną wartość stosunku Ft/Fu osiągamy dla małych ciśnień przy kącie nachylenia tarczy  = 1,15, a dla wysokich ciśnień przy  = 0,35. Poniżej tego kąta praca silnikowa jednostek wielotłoczkowych osiowych jest teoretycznie wykluczona. W rzeczywistości kąt ten musi być większy, trzeba bowiem uwzględnić pozostałe zjawiska wpływające na war-tość momentu strat, takie jak tarcie we wszystkich pozostałych węzłach maszyny, straty ciśnienia w jej kanałach, mieszanie oleju w karterze itp.

Charakterystyczne dla jednostek z wychylną tarczą zjawisko obciążenia tłoczka mo-mentem zginającym, wynikające z warunków jego współpracy z tarczą oporową, zmusza do ograniczenia kąta nachylenia tej tarczy do 1618. Dla takiej wartości kąta  spadek sprawności mechanicznej maszyny w pracy silnikowej wynosi ok. 13% (w porównaniu z pracą pompową tej samej jednostki). Jednostki z wychylnym korpusem mogą pracować przy znacznie wyższych wartościach kąta , sięgających 2540. Pozwala to znacznie ograniczyć opisane powyżej zjawisko. Spadek sprawności jednostki w pracy silnikowej wynosi 0,51,5%. Tłumaczy to, dlaczego maszyny z wychylnym korpusem osiągają w pracy silnikowej sprawności o ok. 2% wyższe od maszyn z wychylną tarczą, mimo że obie konstrukcje są w pełni równoważne podczas pracy pompowej.

Jednostki z rozrządem krzywkowym wykazują silne pokrewieństwo z jednostkami z wychylną tarczą. W maszynach tych należy stosować podobne wartości kąta . Podobne będą też różnice między wartościami uzyskiwanymi przez sprawność mechaniczno-ciśnieniową w pracy pompowej i silnikowej.

7.4.3. Sprawność całkowita w pracy silnikowej

Rys. 7.9. Symulacja przebiegu zmian sprawności w funkcji ciśnienia dla różnych typów silników

Uwzględniając powyższe zależności, można wyznaczyć symulowane przebiegi sprawności całkowitej silnika w funkcji parametrów jego pracy w ten sam sposób, jak dla pompy (punkt 7.2.5). Przyjmując takie same wartości poszczególnych składowych strat energetycznych i pozostałe założenia wstępne dla jednostek z rozrządem czołowym

i krzywkowym, w pracy silnikowej uzyskano symulacje przebiegów zmian sprawności w funkcji ciśnienia i prędkości obrotowej pokazane na rys. 7.9.

Sprawność całkowita dla obu analizowanych maszyn maleje w porównaniu z pracą pompową, przy czym spadek ten jest wyraźniejszy dla maszyny z rozrządem czołowym.

W przypadku przebiegów pokazanych na rys. 7.9 przewaga jednostki typu PWK widoczna jest w całym obszarze zmian ciśnienia. Dla przebiegów wyznaczanych w funkcji prędkości obrotowej silnik z rozrządem czołowym zachowuje nadal przewagę w obszarze małych pręd-kości, ale powyżej 1500 obr./min ustępuje on wyraźnie silnikowi PWK. Zmiany sprawności objętościowej przy zamianie pracy pompowej na silnikową są niewielkie (przy założonych stałych sumarycznych stratach objętościowych Qs w obu maszynach). We wszystkich przy-padkach wyraźnie widoczny jest za to spadek sprawności mechaniczno-ciśnieniowej.

7.4.4. Sprawność jednostek o zmiennej chłonności w pracy silnikowej

Powyższe rozważania dotyczyły jednostek o stałej chłonności, bądź jednostek nasta-wionych na maksymalną chłonność. Jeszcze większej różnicy można natomiast oczekiwać w przypadku pracy silnikowej z chłonnością zredukowaną. Dla obu typów maszyn z roz-rządem czołowym odbywa się to na drodze redukcji kąta , a więc opisane powyżej nieko-rzystne zjawiska pogłębiają się. Dwukrotne zmniejszenie chłonności oznacza prawie dwu-krotny spadek kąta , co dla obu typów maszyn powoduje dalszy spadek sprawności o ok.

13%. Spadek taki nie zachodzi natomiast w jednostce PWK, dla której kąt  jest stały.

Uwzględniając dodatkowo opisane w rozdziale 5.2 zjawisko sprężania cieczy w przestrzeni martwej i jego negatywny wpływ na sprawność objętościową, można stwierdzić, że jed-nostki z rozrządem krzywkowym podczas pracy silnikowej ze zredukowaną chłonnością powinny uzyskiwać wyraźnie wyższą sprawność całkowitą.

Pełna weryfikacja zaprezentowanych w niniejszym rozdziale analiz wymaga oczywi-ście przeprowadzenia szeroko zakrojonych laboratoryjnych pomiarów sprawności poszcze-gólnych typów silników w zmiennych warunkach pracy i dla różnych nastaw chłonności.

Ze względu na poważne koszty i długotrwałość takich badań (oraz aktualny brak jednostek typu PWK o zmiennej chłonności), ograniczono ją do badań pracy silnikowej istniejących jednostek PWK o stałej chłonności. Uzyskane wyniki zaprezentowano w rozdziale 8 pracy.