Sprawność objętościowa

Sprawność objętościową jednostki wyporowej w pracy pompowej określamy jako sto-sunek wydajności rzeczywistej tej jednostki do jej wydajności teoretycznej:

p

gdzie: qtp – teoretyczna objętość robocza pompy, np  prędkość obrotowa wału pompy,

Qst  sumaryczne straty objętościowe (głównie przecieki) w pompie.

Głównymi źródłami strat objętościowych w pompach i silnikach wielotłoczkowych są przecieki z komory cylindrowej i kanału tłocznego do karteru pompy (przecieki zewnętrz-ne) i przecieki z kanału tłocznego bezpośrednio do ssawnego (przecieki wewnętrzzewnętrz-ne). Prze-cieki zewnętrzne zachodzą w takiej pompie dwoma drogami: jako przePrze-cieki w szczelinach oddzielających komorę cylindrową od karteru pompy (szczelina pomiędzy tłoczkiem a otworem cylindrowym, czy też częściowo szczeliny pomiędzy blokiem cylindrowym a kolektorem) oraz w postaci strumienia oleju zasilającego podpory hydrostatyczne w stop-kach i wyciekającego następnie przez szczelinę pomiędzy stopką a tarczą oporową. Prze-cieki przez szczelinę między tłoczkiem a otworem cylindrowym jednostki z wychylną tarczą są z reguły pomijalnie małe, ze względu na stosunkowo dużą długość tej szczeliny i jej małą wysokość (dokładne pasowanie walcowych tłoczków w otworach). Podstawo-wym źródłem przecieków zewnętrznych jest więc zasilanie podpór hydrostatycznych w stopkach. W typowych warunkach przy ciśnieniu nominalnym przecieka tędy 25% cał-kowitego strumienia cieczy przepływającej przez maszynę.

Drugim elementem jednostki z wychylną tarczą odpowiedzialnym za większość prze-cieków jest kolektor czołowy. Szczelina oddzielająca go od powierzchni czołowej bloku cylindrowego ma zmienną wysokość zależną od kształtu tego węzła i parametrów pracy maszyny. Zaprojektowanie kolektora czołowego tak, aby wysokość szczeliny była niska w całym obszarze zmienności parametrów pracy i jednocześnie nie pociągało to za sobą dużych strat wywołanych tarciem jest trudnym zadaniem dla projektanta. W wyniku nie-uniknionych kompromisów i dużych wymiarów (szczególnie długości) „nerkowatych”

kanałów kolektora w rozpatrywanej szczelinie występują duże przecieki, i to zarówno ze-wnętrzne (z kanału tłocznego na zewnątrz), jak i weze-wnętrzne (bezpośrednio z kanału nego do ssawnego). Co więcej, różnice ciśnienia panującego w kanałach ssawnym i tłocz-nym kolektora mogą powodować nierównoległe ustawienie kolektora względem płaszczy-zny czołowej bębna cylindrowego. W efekcie, po stronie wysokociśnieniowej rośnie gru-bość filmu olejowego (i przecieki), a po stronie niskociśnieniowej może pojawić się tarcie mieszane.

7.2. Sprawność przetwarzania energii 163 Taki sam wpływ na sprawność objętościową ma rozrząd czołowy w jednostkach z wy-chylnym wirnikiem. Odmiennie kształtują się natomiast pozostałe źródła przecieków w ta-kiej maszynie. Przeguby kuliste tłoczków (lub napędzających je korbowodów) są z reguły też smarowane olejem doprowadzonym z komory cylindrowej, jednak ze względu na moż-liwość konstrukcyjnego zapewnienia małej wysokości szczeliny w tych przegubach (dzięki odpowiedniemu wymiarowaniu), przecieki generowane przez opisywany węzeł są mniejsze niż w jednostkach z wychylną tarczą. W przypadku niektórych jednostek z wychylnym korpusem, wyposażonych w tłoczki o kształcie odbiegającym od walcowego (np. stożko-wym), rosną natomiast przecieki pomiędzy otworami w bębnie cylindrowym a tłoczkami.

W efekcie, sumaryczne przecieki w obu typach maszyn są zbliżone, przy czym dominują z reguły przecieki na kolektorze czołowym.

Konstrukcja jednostek z rozrządem krzywkowym eliminuje część powyższych źródeł przecieków, ale w ich miejsce pojawiają się inne. Przedstawia to rys. 7.1.

Rys. 7.1. Źródła przecieków zewnętrznych i wewnętrznych w maszynie z rozrządem krzywkowym

Takim dodatkowym źródłem przecieków jest zwiększona liczba tłoczków, a więc podpór hydrostatycznych. W miejsce 7 lub 9 podpór w typowej pompie lub silniku pojawia się ich 14 lub 18. Problemem jest też uzyskanie należytej szczelności na mostku rozrząd-czym. Ze względów konstrukcyjnych szerokość mostka bm nie może przekraczać kilku mm, gdyż dalszy jej wzrost pociąga za sobą konieczność zwiększenia skoku zarysu krzywki sr, a to powoduje zwiększenie przyspieszeń i sił działających na elementy tego mechanizmu.

Co gorsza, w chwili przechodzenia okna rozrządu przez mostek długość szczeliny oddziela-jącej oba kanały pompy jest równa jedynie wartości przekrycia na mostku b_m (patrz rys.

2.5). Przekrycie to, jak wykazano w rozdziałach 3.3.5 i 4.1.3, musi być możliwie małe (w praktyce rzędu kilku dziesiątych milimetra). Nie można też obniżyć zbytnio wysokości tej szczeliny, gdyż grozi to zakleszczeniem tulejki w otworze wywołanym jej odkształce-niami podczas pracy. Przebieg tego zjawiska w fazie tłoczenia przedstawiono na rys. 7.2.

Rys. 7.2. Odkształcenie tulejki rozrządu wywołane różnicą ciśnień w fazie tłoczenia

Jak widać, różnica ciśnień działająca na tulejkę pomiędzy komorą cylindrową znajdu-jącą się w fazie tłoczenia a kanałem ssawnym powoduje jej miejscowe promieniowe od-kształcenie o d_r. Przy różnicy ciśnień wynoszącej 40 MPa, grubości ścianki tulei rozrządu 3 mm i średnicy rzędu kilkunastu mm, odkształcenie to (mierzone promieniowo) osiąga ok.

2 m. Jego zmniejszenie wymagałoby zwiększenia grubości ścianki tulei, co niekorzystnie wpłynie na gabaryty całej maszyny (przy założonej określonej jej wydajności). Zastosowa-nie innych materiałów jest też Zastosowa-niecelowe, gdyż wszystkie powszechZastosowa-nie stosowane gatunki stali mają zbliżoną wartość modułu Younga, niezależnie od zastosowanych dodatków pod-noszących wytrzymałość czy korygujących inne własności stali. Wartość ta przewyższa z kolei moduł Younga innych nadających się do zastosowania materiałów. Jeśli wziąć pod uwagę dodatkowe odkształcenia tulei podczas pracy (np. zginanie przez tłoczki), pasowanie tulei w otworze musi zapewniać luz średnicowy o wartości min. 1012 m. Przy niewspół-osiowym położeniu tulei w otworze (wymuszanym przez końce tłoczków) i małej długości szczeliny węzeł ten musi generować pokaźne przecieki wewnętrzne.

Konstrukcja jednostki typu PWK eliminuje natomiast kolektor czołowy będący głów-nym źródłem strat w maszynach produkowanych dotychczas. Dodatkowym środkiem ma-jącym na celu wzrost sprawności objętościowej nowej maszyny jest zastosowanie dławi-ków śrubowych w tłoczkach na dolocie do podpór hydrostatycznych. Konstrukcja ta, oparta na wynikach badań [43], pozwala zmniejszyć przecieki w tych podporach o ok. 40%, po-prawiając jednocześnie ich sztywność i redukując współczynnik tarcia. Można ją jednak stosować również w typowych pompach z wychylną tarczą, co pozbawiłoby jednostki typu PWK wynikającej z tego przewagi.

Ostatnim czynnikiem wpływającym na różnice w przebiegu sprawności objętościowej pomiędzy jednostkami PWK a produkowanymi obecnie maszynami z rozrządem czołowym jest objętość przestrzeni martwej. Cykliczne sprężanie i rozprężanie wypełniającej ją cieczy roboczej jest kolejnym, poza przeciekami, zjawiskiem obniżającym sprawność objętościo-wą pomp i silników. Zgodnie z wynikami przedstawionymi w rozdziale 5.2, różnica w osią-ganej sprawności objętościowej pomiędzy typową pompą wielotłoczkową a pompą typu PWK, przy ciśnieniu pracy wynoszącym 40 MPa i maksymalnej nastawie wydajności

_p = 1, wyniesie ok. 0,8% na korzyść tej ostatniej (por. rys. 5.7).

Podsumowując powyższe rozważania, należy stwierdzić, że dla jednostki typu PWK o stałej wydajności sprawność objętościowa v może osiągnąć wartości zbliżone do osią-gów produkowanych obecnie jednostek wielotłoczkowych osiowych z wychylną tarczą, czyli ok. 9096% przy ciśnieniu 40 MPa i prędkości nominalnej (w zależności od wielko-ści maszyny i lepkowielko-ści cieczy roboczej). Uzyskanie tej wartowielko-ści jest jednak silnie uzależ-nione od technologii wykonania jej podstawowych elementów. Wymaga to także prawi-dłowego zaprojektowania podpór hydrostatycznych i właściwego doboru luzów pomię-dzy współpracującymi elementami, takimi jak tłoczki w tulejkach rozrządu czy tulejki w bloku cylindrowym.

Analizując przebieg sprawności objętościowej dla pomp o zmiennej wydajności, nale-ży uwzględnić wpływ zmian współczynnika nastawy wydajności _p. Zależność pomiędzy

p a teoretyczną wydajnością (chłonnością) maszyny Qtp ma charakter liniowy. Tymczasem sumaryczne przecieki we wszystkich analizowanych konstrukcjach są zależne od _p tylko w niewielkim stopniu. Oznacza to wyraźny spadek sprawności objętościowej tych maszyn w funkcji malejącego współczynnika nastawy wydajności. Zjawisko to ma zbliżony prze-bieg dla wszystkich odmian mechanizmu rozrządu.

Wyraźna różnica wystąpi za to po uwzględnieniu strat objętościowych wywołanych ściśliwością cieczy roboczej (rozdział 5.2). W przypadku maszyn z rozrządem czołowym,

7.2. Sprawność przetwarzania energii 165 rosną one gwałtownie wraz z redukcją wydajności (rys. 5.7). W jednostkach typu PWK, dzięki znacznej redukcji objętości przestrzeni martwej i uniezależnieniu jej od nastawy wydajności, przyrost ten jest zdecydowanie wolniejszy, a różnica na ich korzyść może w skrajnych przypadkach sięgać nawet kilkunastu-kilkudziesięciu procent. W efekcie, podczas zmniejszania wydajności sumaryczne straty objętościowe Q_st rosną w pompie typu PWK wolniej niż w jednostkach z wychylną tarczą lub korpusem. Wolniejszy jest więc spadek sprawności.

Zjawisko to pokazano na rys. 7.3. Otrzymane przebiegi uzyskano, zakładając takie same wartości sprawności objętościowej, jak w rozdziale 7.2.5. W obu przypadkach założono też, że sumaryczne przecieki przy _p = 0 są równe 80% przecieków występujących przy _p = 1, a zależność jest liniowa. Dla obu porównywanych pomp przyjęto te same, co w rozdziale 5.2, parametry opisujące przebieg zmian objętości przestrzeni martwej, tj.: m = 50% i  = 1/2 dla pompy wyposażonej w rozrząd czołowy oraz _m = 12,5% i  = 0 dla pompy PWK.

Poczynione założenia odnośnie do poziomu sprawności objętościowej uzyskiwanego przez obie pompy przy ciśnieniu 40 MPa i maksymalnej nastawie wydajności (0,96 dla pompy z rozrządem czołowym i 0,94 dla pompy typu PWK) oznaczają, że dla tej drugiej założono sumaryczne przecieki wyższe o 50%. Mimo to pompa PWK wykazuje wyraźną przewagę w obszarze niskich nastaw wydajności (_p < 0,5). Przewaga ta jest tym wyższa, im wyższe wartości ciśnienia przyjmuje się do obliczeń. Jest to efekt znacznego ogranicze-nia szkodliwego przepływu wstecznego spowodowanego ściśliwością cieczy roboczej w przestrzeni martwej.

pompa z rozrządem czołowym pompa PWK

Rys. 7.3. Symulacja przebiegu zmian sprawności objętościowej w funkcji nastawy wydajności przy różnych ciśnieniach pracy