HYDRAULITEKNIIKKA. Lappeenrannan teknillinen yliopisto Konetekniikan osasto Mekatroniikan ja virtuaalisuunnittelun laboratorio

Transkriptio

1 Lappeenrannan teknillinen yliopisto Konetekniikan osasto Mekatroniikan ja virtuaalisuunnittelun laboratorio Ko Mekatroniikan peruskurssi Kevät 2007 HYDRAULITEKNIIKKA SISÄLLYSLUETTELO 1 HYDRAULIIKAN PERUSTEET Yleistä Peruskäsitteet Hydrostatiikka Jatkuvuusyhtälö stationääritilassa (kokoonpuristumaton väliaine) Energiayhtälö Viskositeetti Virtauslajit Putkivirtauksen kitkahäviöt Kertavastukset Häviöt kapeissa raoissa Liikemäärävirtayhtälö Hydraulijärjestelmän jousto Paineiskut HYDRAULIKOMPONENTIT Pumput Ruuvipumput Hammaspyöräpumput Siipipumput Mäntäpumput Moottorit Hammaspyörämoottorit Siipimoottorit Mäntämoottorit Vääntömoottorit Hydraulisylinterit Yksitoimiset sylinterit Kaksitoimiset sylinterit Erikoissylinterit Venttiilit Virtaventtiilit Paineventtiilit Suuntaventtiilit

2 1 HYDRAULIIKAN PERUSTEET 1.1 Yleistä Hydraulijärjestelmä on energiansiirtoketju, jossa sähkömoottorilla tai polttomoottorilla tuotettu mekaaninen energia muutetaan hydrauliseksi energiaksi (kuva 1). Hydraulinen energia siirretään putkia pitkin toimilaitteille, jotka muuttavat hydraulisen energian takaisin mekaaniseksi energiaksi. Putkissa olevaa hydraulista energiaa voidaan säätää ja ohjata erilaisilla venttiileillä. Kuva 1. Energian muuntaminen hydraulisessa järjestelmässä /1/ Hydrauliikan käyttökelpoisuus perustuu seuraaviin lakeihin: - nesteillä ei ole omaa muotoa - paine jakautuu tasaisesta - nesteet ovat kokoonpuristumattomia (käytännössä katsottuna) Hydrauliikalla voidaan katsoa olevan seuraavia etuja: - suuret voimat, mutta pienet komponentit (hyvä teho/paino-suhde) - lineaarinen liike ja pyörimisliike helppo toteuttaa (vrt. sähkökäyttö) - voimien, momentin ja nopeuden säätö helppoa - ylikuormituksen esto mahdollinen - standardikomponentit - sähköinen ohjaus mahdollinen Muutamia haittoja on myös olemassa: - jatkuva huolto, jotta vältytään vuodoilta - järjestelmän pysyttävä puhtaana, jotta komponentit toimisivat moitteettomasti - tehohäviöt pitkillä matkoilla 1

3 Hydraulijärjestelmät voidaan luokitella: - avoin järjestelmä (kuva 2) - suljettu järjestelmä (kuva 3) - puolisuljettu järjestelmä (kuva 4) Kuva 2. Avoin hydraulijärjestelmä Avoimessa järjestelmässä öljy imetään pumpulla järjestelmään vapaaöljysäiliöstä, jonne se myös palaa toimilaitteilta. Pumppu pumppaa tilavuusvirtaa vain yhteen suuntaan, joten toimilaitteiden suunnanvaihto hoidetaan venttiileillä. Suljetussa järjestelmässä öljy palaa toimilaitteen jälkeen pumpun imupuolelle. Pumppu on usein kahteen suuntaan pumppaava säätötilavuuspumppu, jolloin toimilaitteen suunnanvaihto voidaan tehdä pumpun avulla. Öljyn jäähdytystä ja vuotojen kompensointia varten tarvitaan syöttöpumppu ja ns. huuhteluventtiili. Syöttöpumppu toimii yleensä pääpumpun yhteydessä, mutta sen käyttö on mahdollista myös sylinterikäytön yhteydessä. Kuva 3. Suljettu hydraulijärjestelmä 2

4 Puolisuljetussa järjestelmässä osa nesteestä palaa säiliöön. Kuvassa 4 esitetyllä piirillä saadaan jouhea liike sylinterille molempiin suuntiin. Puolisuljettu järjestelmä on käytännössä harvinaisempi kuin avoin ja suljettu järjestelmä. Kuva 4. Puolisuljettu järjestelmä Hydraulijärjestelmässä, kuten muissakin järjestel voidaan erottaa kaksi erilaista toiminnan ohjaustapaa: ohjaus (kuva 5) ja säätö (kuva 6). Ohjauksessa ei mitata, saavutettiinko ohjauspiirin antaman käskyn mukainen toiminta vai ei, ja näin ollen toiminnan hyvyys riippuu voimakkaasti mm. kuormituksesta. Hydraulijärjestelmässä toimilaite on hydraulisylinteri tai moottori, ja asetuslaite on useimmiten suuntaventtiili. Nykyään asetuslaite on yhä useammin proportionaaliventtiili. Ohjauspiiri voi olla joko mekaaninen, hydraulinen tai sähköinen, joista viimeksi mainittu on elektroniikan kehityksen myötä tullut ylivoimaisesti yleisimmäksi. Kuva 5. Ohjauksen periaate 3

5 Säätöjärjestelmässä toiminnan hyvyys riippuu vain vähän esim. kuormituksesta, koska mittauslaitteilla mitataan, saavutettiinko toiminta vai ei. Säätäjässä ohjauslaitteen ja mittauslaitteen antamaa informaatiota verrataan toisiinsa automaattisesti sekä ohjataan asetuslaitteilla siten, että haluttu säätö toteutuu. Hydrauliikassa tyypillisiä säätöjärjestelmiä ovat servojärjestelmät, jolloin asetuslaite on servoventtiili tai pumppu. Informaation käsittely on lähes poikkeuksetta elektronista (joko analogia- tai digitaalitekniikalla toteutettuna). Kuva 6. Säädön periaate 1.2 Peruskäsitteet Seuraavassa esitellään muutamia hydrauliikkaan liittyviä peruskäsitteitä: Hydrauliikka on yleisnimitys kaasujen ja nesteiden hydrostatiikan ja hydrodynamiikan teknillisille sovellutuksille. Hydrostatiikassa tarkastellaan relatiivisessa tai absoluuttisessa levossa olevia nesteitä ja kaasuja. Hydrodynamiikassa tarkastellaan liikkeessä olevia nesteitä ja kaasuja. Kuvassa 7 on esitetty hydrostaattisen ja hydrodynaamisen järjestelmän periaatteellinen ero. Hydraulitekniikka on hydrauliikan osa, joka käsittelee käytännössä katsottuna kokoonpuristumattomia väliaineita, erityisesti nesteitä (öljyjä). Öljyhydrauliikka käyttää väliaineena paineenalaista öljyä. Pneumatiikka (paineilmatekniikka) käyttää väliaineena paineenalaista kaasua (ilma). Hydrostaattinen tehonsiirto käyttää hyväksi paine- eli potentiaalienergiaa. 4

6 Hydrodynaaminen tehonsiirto käyttää hyväksi väliaineen liike-energiaa. Nykyään käytännössä esiintyy usein myös termi vesihydrauliikka, jolla kuitenkin on kaksi eri merkitystä. Vesihydrauliikalla voidaan tarkoittaa perinteistä veden pumppausta esimerkiksi keskipakopumpulla, mutta toisaalta vesihydrauliikalla voidaan myös tarkoittaa hydraulitekniikkaa, jossa väliaineena käytetään vettä tai vesiperustaisia hydraulinesteitä. Kuva 7. Hydrostaattinen järjestelmä ja hydrodynaaminen järjestelmä 1.3 Hydrostatiikka Hydrostatiikka nimitystä käytetään, jos neste käyttäytyy kuin kiinteä kappale. Tällöin kaikki nesteen partikkelit ovat levossa eikä viereisten nestekerrosten välillä ole liikettä ja siitä aiheutuvaa leikkausjännitystä. Levossa olevassa nesteessä voi vaikuttaa vain puristus, jota nesteeseen kohdistuvana sanotaan paineeksi. Paine vaikuttaa aina kohtisuoraan pintaelementtiä vastaan, ja se vaikuttaa yhtä suurena kaikkiin suuntiin. Fysikaalisena suureena paine on puristusvoima jaettuna pinta-alalla: F p = (1.1) A F = voima [N] A = pinta-ala [m 2 ] p = paine [N/m 2 ] = Pa (pascal) Paineelle on yleisesti käytössä myös toinen yksikkö bar, jolloin1 bar = 10 5 Pa = 0,1 MPa = 0,1 N/mm 2. Muita harvemmin esiintyviä paineen yksiköitä ovat at, atm, mmhg, torr ja psi. Vaikka lepotilassa olevaan nesteeseen ei vaikuta ulkoisia paineita, aiheuttaa nesteen oma paino painetta nesteen sisällä ja sen rajapinnalla. Nesteen sisällä vallitseva paine voidaan laskea yhtälöstä: p = p 0 + ρgh (1.2) p 0 = nesteen vapaaseen pintaan vaikuttava ulkoinen paine [Pa] 5

7 ρ = nesteen tiheys [kg/m 3 ] h = tarkasteltavan kohdan etäisyys vapaasta nestepinnasta [m] g = maan vetovoiman kiihtyvyys [m/s 2 ] Nesteen omasta painosta aiheutuvaa painetta ( = ρgh) kutsutaan hydrostaattiseksi paineeksi (kuva 8). Kuva 8. Hydrostaattinen paine Kun nestettä puristetaan (kuva 9) voimalla F, niin sen vapaaseen nestepintaan kohdistuva paine p 0 (kuvassa 9 p 0 = F/A + p i, p i on ilmanpaine) on tavallisesti niin suuri, että hydrauliikassa voidaan hydrostaattinen paine jättää huomioimatta. Tällöin paine on kaikkialla nesteessä yhtä suuri. Kuvassa 9 syvyydellä h vaikuttava kokonaispaine on: F p = + pi + hρg (1.3) A ρ Kuva 9. Paineen muodostuminen Hydrauliikassa käytetyt paineet (eli termi F/A) ovat tavallisesti välillä 7 35 MPa. Kun oletetaan, että h 5 m, jolloin hydrostaattinen paine ρgh 0,05 MPa, niin voidaan todeta, että sekä ilmanpaine että hydrostaattinen paine voidaan jättää ottamatta huomioon ilman, että tehdään mainittava virhe. Toisin sanoen: F MPa A F jos h 5m hρ g 0,05MPa p (1.4) A pi 0, 1MPa 6

8 ESIMERKKI 1. Tarkastellaan esimerkkinä kuvan 10 teleskooppisylinteriä, jonka mitat ovat A 1 = 250 cm 2, A 2 = 100 cm 2 ja A 3 = 100 cm 2. Uppomännän ja kuorman aiheuttama voima on G 1 = 50 kn ja vastaavasti keskimännän painosta aiheutuva voima G 2 = 1 kn. Sylinterin mekaanishydraulinen hyötysuhde on η = 0,85. Lasketaan, kuinka suuri paine p 1 tarvitaan, jotta sylinteri pystyy nostamaan kuorman. Kuva10. Teleskooppisylinteri Uppomännän voimayhtälö: G1 50 kn η p 2 A2 = G1 p2 = = = 5,9 MPa 2 (1.5) ηa2 0, cm Keskimännän voimayhtälö: ηp1a 1 p p1 = = p2( A2 + A3) 2( A2 + A3) + G ηa 1 + G ,9 MPa 200 cm + 1kN = 2 0, cm = 5,6 MPa (1.6) 7

9 1.4 Jatkuvuusyhtälö stationääritilassa (kokoonpuristumaton väliaine) Virtaputkessa (kuva 11), jonka seinämät eivät läpäise nestettä, on jokaisesta poikkileikkauksesta aikayksikössä läpi menevä massavirta yhtä suuri eli stationaarissa virtauksessa massavirta m& on vakio eli dm m & = = vakio (1.7) dt m& = massavirta dm = massan muutos dt = ajan muutos Kuva 11. Virtausputki Kun neste oletetaan kokoonpuristumattomaksi eli nesteen tiheys on vakio, niin kuvan 11 putkelle saadaan, että tilavuusvirta Q on vakio: m& Q = = A w = ρ A w (1.8) Q = tilavuusvirta [m 3 /s, myös l/min] A 1, A 2 = poikkileikkauksien pinta-alat [m 2 ] w 1, w 2 = keskimääräiset virtausnopeudet vastaavissa poikkileikkauksissa [m/s] Hydrauliikassa pätee myös sähkötekniikasta tuttu Kirchoffin 1. laki, jonka mukaan risteyskohtaan tulevien tilavuusvirtojen summa on yhtä suuri kuin siitä lähtevien tilavuusvirtojen summa (kuva 12). 8

10 Kuva 12. Risteävät virtaukset /1/ Hydrauliikka ja sähkötekniikka ovat muutenkin analogisia: - tilavuusvirtaa vastaa virta - painetta vastaa jännite ESIMERKKI 2. Tarkastellaan esimerkkinä differentiaalisylinterin kytkentämahdollisuuksia (kuva 13), kun A 1 = A 2 + A 3 ja A 2 = A 3 A 1 = männän pinta-ala = 100 cm 2 A 2 = männänvarren pinta-ala = 50 cm 2 A 3 = rengaspinta-ala = 50 cm 2 Pumpun tilavuusvirta on Q = 300 cm 3 /s. Lasketaan nopeus v differentiaalisylinterin eri kytkennöillä. a) b) c) Kuva 13. Differentiaalisylinterin eri kytkentämahdollisuudet 9

11 Tapaus a) Q1 Q1 = va1 v = = 0,03 m / s A1 A3 Q1 Q2 = va3 = Q1 = A1 2 (1.9) Tapaus b) Q1 Q1 = va3 v = = 0,06 m/s A3 A1 Q2 = va1 = Q1 = 2Q1 A3 (1.10) Paluupuolella on siis tilavuusvirta kaksinkertainen pumpun tilavuusvirtaan verrattuna, mikä on otettava huomioon putkistoa ja venttiilejä valittaessa. Tapaus c) Mäntä liikkuu oikealle, koska A 1 > A 3. Q 3 = Q1 + Q 2 Q Q 3 2 = va1 = va3 va1 = Q1 + va3 v = Q 1 ( A1 A3) = 0,06 m / s (1.11) Differentiaalisylinterillä saadaan yhtä suuri nopeus molempiin suuntiin, kun valitaan männän pinta-ala A 1 kaksinkertaiseksi männänvarren pinta-alaan A 2 verrattuna (kuten esimerkissä) sekä käyttämällä plusliikkeelle tapauksen c) mukaista kytkentää ja miinusliikkeelle tapauksen b) mukaista kytkentää. 10

12 1.5 Energiayhtälö ρ ρ Kuva 14. Energiayhtälön havainnollistaminen Kokoonpuristumattoman nesteen stationaarivirtaukselle pätee energiayhtälö: 2 w p1 1 + { 2g { ρg nopeus korkeus paine korkeus + Z 1 = 2 w2 2g p2 + ρg + Z 2 + hf { vastuskorkeus = virtaushäviö (1.12) w 1, w 2 = nesteen keskimääräisiä virtausnopeuksia p 1, p 2 = nesteen paineita Z 1, Z 2 = asemakorkeuksia h f = vastuskorkeus ρ = nesteen tiheys g = maan vetovoiman kiihtyvyys Vastuskorkeus h f edustaa virtaushäviöitä. Jos tarkastellaan ideaalinesteen virtausta, niin tällöin h f = 0, ja yhtälöä (1.12) kutsutaan Bernoullin yhtälöksi. Pumppujen imuputkia lukuun ottamatta asemakorkeus on hydrauliikassa yleensä merkityksetön. Käytännössä kysymykseen tulevilla virtausnopeuksilla myös nopeuskorkeus on häviävän pieni. Tällöin energiayhtälö yksinkertaistuu muotoon p1 ρ g p2 = ρ g + hf (1.13) 11

13 Vastuskorkeus h f esitetään hydrauliikassa tavallisesti painehäviönä p = ρghf, jolloin yhtälöstä (1.13) saadaan p 1 = p 2 + p (1.14) Painehäviön määrittäminen on yksi virtausopin pääsovellutuksista hydrauliikassa. Painehäviö voi johtua kitkasta tai virtauksen äkillisistä suunnan- tai nopeuden muutoksista. Toisaalta painehäviö riippuu virtauslajista eli siitä onko virtaus laminaarista vai turbulenttia Viskositeetti Kokeellisesti on havaittu, että virtauksessa olevan kappaleen pinnalla virtausnopeus on nolla. Tämä pitää paikkansa sekä sisäpuoliselle että ulkopuoliselle virtaukselle. Kun nestepartikkelit pyrkivät liikkumaan toistensa suhteen, aiheutuu molekyylien välisistä voimista leikkausjännitys dw τ = η (1.15) dy η = dynaaminen (l. absoluuttinen) viskositeetti [Ns/m 2 = Pl (Poiseville)] dw = kahden toisiaan lähellä olevan nestekerroksen välinen nopeusero dy = ko. kerrosten välimatka Kinemaattinen viskositeetti määritellään yhtälöllä η ν = (1.16) ρ Kinemaattisen viskositeetin SI-yksikkö on m 2 /s. Toinen yleisesti käytetty yksikkö on cst = mm 2 /s. Nesteen viskositeetti kasvaa lievästi paineen kasvaessa ja pienenee melko voimakkaasti lämpötilan noustessa. Mineraaliöljyjen normaali viskositeettialue on cm 2 /s eli cst, kun lämpötila on 50 o C. Lämpötilariippuvuutta voidaan approksimoida seuraavalla kaavalla (Merrit) λ( T T 0 ) η = η0e (1.17) η 0 ja T 0 ovat viskositeetti ja lämpötila vertailupisteessä ja λ on nestetyypistä riippuva vakio 12

14 1.5.2 Virtauslajit Virtaus voi olla luonteeltaan joko laminaarista tai turbulenttista. Laminaarisessa virtauksessa virtaus on virtaviivaista, jolloin nesteosasten liike seuraa virtaviivojen suuntaa. Turbulenttisessa virtauksessa nesteosaset liikkuvat umpimähkäisesti, kuitenkin keskimääräisesti tiettyyn virtaussuuntaan (kuva 15). Kuva 15. Laminaarinen ja turbulenttinen virtaus Virtauslajit voidaan erottaa toisistaan laskemalla Reynoldsin luku, joka määritellään yhtälöllä wd Re = (1.18) ν w = nesteen virtausnopeus d = virtaustien halkaisija ν = kinemaattinen viskositeetti Kun Reynoldsin luku Re on pienempi kuin sen kriittinen arvo Re k, on virtaus laminaarista. Vastaavasti kun Re > Re k, virtaus on turbulenttista. Usein on kuitenkin vaikeaa tietää tarkasti Re k :n arvoa, koska se riippuu voimakkaasti putken pinnankarheudesta ja muodosta. Lisäksi todellisuudessa tarkkaa Re k :n arvoa ei ole edes olemassa vaan kyseessä on tietty siirtymäalue, virtaus muuttuu laminaarisesta turbulenttiseksi ja päinvastoin. Yleensä virtaus siirtymäalueessa oletetaan turbulenttiseksi, koska turbulenttisen virtauksen mukaan suoritettu virtaushäviöiden laskenta antaa suuremmat häviöt. Nyrkkisääntönä voidaan sanoa, että virtaus on laminaarista, kun Re < 2300 ja turbulenttista kun Re > Seuraavassa taulukossa on esitetty muutamia kriittisen Reynolsin luvun ohjearvoja. 13

15 Taulukko 1. Re k :n ohjearvoja Re k Pyöreät sileäseinäiset putket Keskeinen sileäpintainen rengasrako Epäkeskeinen sileäpintainen rako Keskeinen rako, jossa uurteita Epäkeskeinen rako, jossa uurteita Karaventtiilien ohjausurat Taso- ja kartioistukkaventtiilit Kääntöluistiventtiilit Putkivirtauksen kitkahäviöt Putkivirtauksen kitkahäviö voidaan laskea yhtälöstä 2 l ρw p = λ (1.19) d 2 λ= kitkavastuskerroin l = putken pituus, jolla häviö syntyy d = putken sisähalkaisija w = keskimääräinen virtausnopeus ρ = nesteen tiheys Laminaarisessa virtauksessa kitkavastuskerroin riippuu Reynoldsin luvusta isotermisessä eli vakiolämpöisessä virtauksessa: 64 λ = (1.20) Re Jos lämpötila vaihtelee huomattavasti, saadaan kitkavastuskerroin yhtälöstä: 75 λ = (1.21) Re Turbulenttisessa virtauksessa kitkavastuskerroin riippuu Reynolsin luvusta sekä putken pinnan karheudesta k. Kitkavastuskertoimelle on kirjallisuudessa esitetty useita kokemusperäisiä yhtälöitä. Esimerkkinä voidaan mainita mm. Blasiuksen yhtälö, joka pätee sileäpintaisille putkille joiden hydraulinen sileys s on alle 65: 14

16 k d 0,25 s = Re < 65 λ = 0,3164 Re (1.22) k = putken pinnankarheus d = putken sisähalkaisija Ylimenoalueen (2300 < Re < 4000) putkille voidaan kitkavastuskertoimelle käyttää Colebrookin yhtälöä: 1 λ k / d 2,51 = 0,86 ln + 3,7 Re λ (1.23) Hydraulisesti karheille putkille voidaan käyttää esimerkiksi Nikuradsen yhtälöä: 1 = 2lg λ k d + 1,14 (1.24) Kuten yhtälöistä (1.23) ja (1.24) huomataan, on kitkakertoimen ratkaiseminen melko vaikeaa tavanomaisin menetelmin. Tilannetta helpottamaan on laadittu useita valmiita käyrästöjä, joista kitkakertoimen arvo on helppo lukea. Kuvassa 16 on esitetty Moodyn käyrästöstö. Kuva 16. Moodyn käyrästö 15

17 1.5.4 Kertavastukset Virtauksen suunnan- tai nopeudenmuutoksista aiheutuu kertahäviöitä, joita kutsutaan kertavastuksiksi. Kertavastuksia aiheuttavat mm. seuraavat tapaukset: - poikkipinnan äkillinen pienennys - poikkipinnan äkillinen suurennus - virtaus säiliöstä putkeen - virtaus säiliöön - putkimutkat - virtauksen haarautuminen ja yhtyminen - erilaiset venttiilit Kertavastuksen arvo voidaan laskea yhtälöstä: 2 ρw p = ζ (1.25) 2 ξ = kertavastuskerroin ρ = nesteen tiheys w = keskimääräinen virtausnopeus Tarkimmin osan tai osakokonaisuuden aiheuttama häviö voidaan selvittää kokeellisesti. Taulukossa 2 on esitetty muutamia teoreettisia kertavastuskertoimien arvoja. Taulukko 2. Kertavastuskertoimia Putkiston osa Suora putkiliitos 0,5 Kulmaliitos 1 Putkimutka 0,4 Putkihaara 1 Putken laajennus 0,5 Putken pää 1 Venttiilit 3-6 ξ Kertavastukset voidaan korvata lisäämällä putken pituutta: 2 2 ρw lä ρw ζ p = ζ = λ lä = d (1.26) 2 d 2 λ Joissain yhteyksissä puhutaan kertavastuskertoimen sijasta purkautumiskertoimesta µ, jolloin yhtälö (1.25) saadaan muotoon: Q = µ A 2 p ρ (1.27) 16

18 Q = tilavuusvirta µ = purkautumiskerroin, 0,6 0,8 A = virtauspoikkipinta-ala p = paine-ero ρ = virtaavan nesteen tiheys Yhtälöä käytetään tarkasteltaessa reikiä, rakoja ja suuttimia, eli kuristuskohtia joissa virtauksen oletetaan olevan turbulenttista. Putkiston kokonaishäviö on suorien putkenosien kitkahäviöiden ja putkiston kertavastushäviöiden summa eli: p = p kitka + p (1.28) ker ta Hydrostaattisissa järjestel painehäviöllä on tärkeä merkitys. Jatkuvassa käytössä olevissa järjestel pyritään pieniin häviöihin, kun taas hetkittäisessä käytössä voidaan sallia suurempia häviöitä. Hydraulipumpun imuputkessa on pyrittävä niin pieniin häviöihin, että vältetään kavitaatiovaara. Nesteensiirtoputkistoissa painehäviöllä on etupäässä taloudellinen merkitys. Hydrauliventtiilien painehäviöt saadaan yleensä suoraan valmistajan luetteloissa olevista ominaiskäyristä (kuva 17). Hydraulijärjestelmän kokonaishäviöt koostuvat siis putkiston kokonaishäviöstä sekä venttiilien painehäviöistä. Venttiilien ominaisuuksia käsitellään paremmin luvussa 2. Kuva 17. Erään hydrauliventtiilin ominaiskäyrä 17

19 1.5.5 Häviöt kapeissa raoissa Hydrauliikassa käytetään kapeita rakoja tiivistävinä ja kannattavina eliminä sekä vastuksina. Useimmissa tapauksissa hydrauliikan komponenteissa esiintyvät välykset ovat pieniä, jolloin esiintyvä vuotovirtaus on yleensä laminaarista. Poikkeuksen muodostavat joskus esiintyvät hyvin lyhyet tiivistys-kannakset, jolloin esiintyvä virtaus voi olla myös turbulenttista. Seuraavissa kuvissa on esitetty virtauksen laskentakaavat muutamassa tyypillisessä rakotapauksessa. Kuva 18. Suora rako 3 bh Q = p 12ηl (1.29) Kuva 19. Laminaariputki 4 πd Q = p 128η l (1.30) Kuva 20. Keskeinen rengasrako 3 πdh Q = p 12ηl (1.31) 18

20 Kuva 21. Epäkeskeinen rengasrako 3 πdh e Q = 1 + 1,5 12ηl h 2 p (1.32) 1.6 Liikemäärävirtayhtälö Kun tarkastellaan kuvan 22 mukaista 1-ulotteista virtausta, voidaan kontrollialueeseen vaikuttava ulkoisten voimien resultantti ΣF esittää yhtälöllä F = ρ ww nda (1.33) A w = nopeusvektori n da = vektori, joka vastaa pintaelementtiä, jonka läpi virtaus tapahtuu Kuva 22. Kontrollialue liikemäärävirtayhtälöä esitettäessä 19

21 Yhtälö (1.33) siis tarkoittaa, että kontrollialueeseen vaikuttavien voimien summa on yhtä suuri kuin liikemäärävirta kontrollialueesta. Esimerkiksi x-akselin suuntaiseksi voimaksi tulee kuvan 22 tapauksessa ( 2x w x) Fx Q w 1 = ρ (1.34) Q = tilavuusvirta w 1x, w 2x = virtausnopeuksien x-akselin suuntaiset komponentit ESIMERKKI 3 Tarkastellaan liikemääräyhtälön soveltamista kuvan 23 mukaisen venttiilin luistiin. Lasketaan kuinka suuri virtausvoima eli Bernoullin voima venttiilin luistiin vaikuttaa, kun d = 20 mm, h = 0,5 mm, p = 3 MPa α Kuva 23. Virtausvoima luistiventtiilissä Kun sovelletaan yhtälöä (1.34) kuvan 23 kontrollialueeseen, saadaan ko. kontrollialueeseen vaikuttavaksi aksiaalivoimaksi Fx ( ) = ρ Q w2 cosα w1 (1.35) α = virtauskulma Pienillä avauksilla (h) w 2 >> w 1, joten yhtälö (1.35) voidaan yksinkertaistaa muotoon Fx = ρqw2 cosα (1.36) Bernoullin yhtälöstä voidaan virtausnopeudeksi purkautumisraossa johtaa 20

22 p w = 2 2 (1.37) ρ p = painehäviö ko. raossa Kun häviöt ja nestesuihkun kuristuma otetaan huomioon purkautumiskertoimella µ, saadaan tilavuusvirraksi purkautumisraossa 2 p Q = µ { πdh (1.38) ρ geometrinen virtauspoikki p int a ala Sijoittamalla yhtälöt (1.37) ja (1.38) yhtälöön (1.36) saadaan 2 p 2 p Fx = ρ µπdh cosα = 2µπdh p cosα ρ ρ Q w2 (1.39) o Kun oletetaan, että µ = 0,6 ja α = 69, saadaan o Fx = 2 0,6 π 20mm 0,5mm 3MPa cos69 = 40, 5N F x on siis kontrollialueeseen vaikuttava ulkoinen voima. Venttiilin luistiin vaikuttava virtausvoima F b on voiman F x vastavoima eli siis samansuuruinen, mutta vastakkaissuuntainen. Tässä tapauksessa virtausvoima on siis venttiiliä sulkeva. Suoraan sähköllä ohjatuissa suuntaventtiileissä ja yksiasteisissa servoventtiileissä Bernoullin voima on erityisen haitallinen, ja se rajoittaakin niiden käytön pieniin tilavuusvirtoihin. Bernoullin voimaa voidaan kuitenkin jossain määrin kompensoida mm. pesää ja karaa muotoilemalla (kuvat 24 ja 25). Kuva 24. Virtausvoiman kompensointi holkissa olevilla radiaalisilla rei illä (a), vaikutus virtausvoimaan (b) 21

23 Kuva 25. Virtausvoiman kompensointi spiraalimaisella reikäjonolla holkissa (a), vaikutus virtausvoimaan (b) 1.7 Hydraulijärjestelmän jousto Hydrauliikassa nesteen ja mekaanisten osien jousto saattaa aiheuttaa värähtelyongelmia varsinkin, kun toimilaitteilla liikutellaan suuria massoja. Hydraulijärjestelmän joustoa kuvataan tehollisen puristuskertoimen B e avulla, jolloin siihen on redusoitu nesteen, mahdollisen liukenemattoman ilman ja mekaanisten osien jousto. Nesteen puristuskerroin vastaa metallien kimmomoduulia. Esimerkiksi teräksen kimmomoduuliin verrattuna arvot ovat kuitenkin noin sata kertaa pienempiä. Neste siis puristuu kokoon herkemmin kuin metallit. Tarkastellaan esimerkkinä kuvan 26 järjestelmää. Kuvan 20 järjestelmässä joustava kokonaistilavuus V KOK on V = V + V + V (1.40) KOK S L P V S = sylinterin tilavuus V L = letkun tilavuus V P = putken tilavuus 22

24 Kuva 26. Esimerkkijärjestelmä joustoa määritettäessä Järjestelmän tehollinen puristuskerroin B e saadaan yhtälöstä 1 B e = 1 B ö V + B V S S KOK V + B V L L KOK V + B V P P KOK Vi + B V i KOK (1.41) B ö = öljyn puristuskerroin, yleensä MPa B S = sylinterin puristuskerroin B P = putken puristuskerroin B L = letkun puristuskerroin B i = ilman puristuskerroin V i = liukenemattoman ilman tilavuus Sylinterien ja putkienpuristuskertoimet saadaan yhtälöstä Es X B X = (1.42) DX E X = rakenneosan kimmomoduli [N/m 2 ] s X = seinämäpaksuus D X = sisähalkaisija 23

25 Kun hydraulijärjestelmän tehollinen puristuskerroin on laskettu, saadaan joustosta aiheutuva tilavuuden muutos yhtälöstä VKOK V = p (1.43) B e p = paineen muutos Hydraulijärjestel käytettävät letkut ovat yleensä kumista ja vahvistettu yhdellä tai useammalla teräskudoksella. Tällaisilla letkuilla on verrattain pieni puristuskerroin. Tavallisia arvoja ovat MPa. Letkun puristuskerroin on riippuvainen paineesta kuvan 27 mukaisesti. Kuva 27. Letkun puristuskertoimen riippuvuus paineesta Letkun puristusmoduulia voidaan approksimoida myös seuraavalla kaavalla B L = ε p (1.44) ε = valmistajan ilmoittama letkukohtainen vakio Kaasun isoterminen puristuskerroin on sama kuin järjestelmän paine eli B = p. Laskennassa käytetään yleensä adiabaattista puristuskerrointa eli ilmalle B i = 1,4 p. Käytännössä on erittäin vaikeata määrittää todellista puristuskerrointa muuten kuin mittaamalla. Liukenemattoman ilman määrä vaikuttaa teholliseen puristuskertoimeen kuvan 28 mukaisesti. 24

26 Kuva 28. Liukenemattoman ilman vaikutus teholliseen puristuskertoimeen 25

27 1.8 Paineiskut Käytännön hydraulijärjestelmän toimintaa voivat rajoittaa paineiskut, joiden ansiosta järjestelmän paine nousee hetkellisesti huomattavasti korkeammaksi kuin normaali käyttöpaine. Tällöin pahimmassa tapauksessa paineisku saattaa rikkoa järjestelmän komponentteja. Paineiskut aiheutuvat äkillisen virtausnopeuden muutoksen aiheuttamista paineen muutoksista. Yleensä paineiskun aiheuttajia ovat nopeat venttiilien avaamiset ja sulkemiset sekä äkilliset toimilaitteiden pysäytykset. Tarkka paineiskuteoria on hyvin monimutkainen, mutta seuraavassa on esitelty muutamia yksinkertaisia tapoja, jolla paineiskun suuruus voidaan karkeasti määrittää. Venttiilin sulkemisessa aiheutuva paineisku syntyy, kun venttiiliä lähinnä oleva nesteosa pysähtyy ensiksi ja syntyy paineaalto, kun venttiilistä kauempana oleva neste edelleen virtaa jo pysähtyneen nesteen päälle. Paineaalto kulkee takaisin kohti pumppua äänen nopeudella c: B c = e (1.45) ρ B e = tehollinen puristuskerroin ρ = nesteen tiheys Hetkelliseen paineen nousuun vaikuttaa venttiilin sulkuaika T s. Sulkuaikaa verrataan paineaallon edestakaiseen kulkemiseen kuluvaan aikaan, eli ns. kriittiseen sulkuaikaan T kr, joka saadaan laskettua kaavasta 2L T kr = (1.46) c L = putken pituus Jos T s < T kr on kyseessä nopea sulkeutuminen, jolloin paineen nousu lasketaan yhtälöstä p = ρcw (1.47) w = nesteen virtausnopeus venttiilin sulkemishetkellä Jos T s > T kr on kyseessä hidas sulkeutuminen, jolloin paineen nousu lasketaan yhtälöstä 2ρLw p = (1.48) T s Hydraulisylinterin äkillisen pysäytyksen yhteydessä paineisku aiheutuu, kun hitausvoimasta johtuen mäntä jatkaa liikettään ja neste paluukammiossa puristuu kokoon. Tämä aiheuttaa 26

28 paineen kasvun yli normaalin painetason. Mäntä jää tällöin periaatteessa värähtelemään tuloja paluukammioiden nestejousien väliin, kunnes kitka vaimentaa värähtelyn. Kun kitkan vaimennusta ei oteta huomioon, saadaan suurin paineen nousu symmetriselle sylinterille yhtälöstä Bemt pmax = v (1.49) V 0 v = sylinterin nopeus ennen pysäyttämistä B e = tehollinen puristuskerroin m t = männän ja kuorman yhteinen massa V 0 = paluukammion nestetilavuus Tämä on siis teoreettinen maksimiarvo, joka todellisuudessa on aina pienempi riippuen vaimennuksen suuruudesta. Vaimennus riippuu lähinnä sylinterin vuodoista sekä venttiilien vuodoista ja kitkoista. Hydraulimoottorin teoreettinen suurin paineen nousu, kun vaimennusta ei huomioida, saadaan yhtälöstä Be J red pmax = ω (1.50) V 2 ω = moottorin akselin kulmanopeus jatkuvuustilassa J red = moottorin akselille redusoitu hitausmomentti B e = tehollinen puristuskerroin V 2 = puolet moottorin kierrostilavuudesta + putkisto venttiilin ja moottorin välillä + puolet moottorin haitallisesta tilavuudesta Hydraulijärjestelmän paineiskuja voidaan pienentää mm. - pienentämällä nopeutta - suurentamalla tilavuutta ( lisää joustoja) - hidastamalla venttiilien sulkemista (yleinen tapa) - konstruoimalla suuntaventtiilin kara sellaiseksi, ettei virtauskanavien sulkeutuminen tapahdu liian äkkinäisesti - suojata toimilaitteet erittäin nopeatoimisilla paineenrajoitusventtiileillä 27

29 2 HYDRAULIKOMPONENTIT Hydraulijärjestelmässä mekaaninen energia muutetaan hydrauliseksi energiaksi pumpuilla. Hydraulinen energia muutetaan takaisin mekaaniseksi energiaksi moottoreilla ja sylintereillä. Hydraulitekniikassa pyörivät koneet (pumput ja moottorit) toimivat etupäässä syrjäytysperiaatteella. Syrjäytysperiaate perustuu jaksoittain muuttuvaan tilaan siten, että tämä tila on yhteydessä toiseen kanavaan, kun sen tilavuus kasvaa ja toiseen, kun sen tilavuus pienenee. Tämän periaatteen mukaan on suunniteltu useita erilaisia hydraulikonetyyppejä, joista yleisimmät ovat - hammaspyöräkoneet - ruuvikoneet - siipikoneet - mäntäkoneet. Pumppuihin perehdytään tarkemmin kappaleessa 2.1 ja moottoreihin kappaleessa 2.2. Hydraulisylintereitä käytetään hydraulisen energian muuntamiseen lineaariseksi liikkeeksi. Juuri hydraulisylinterin yhteydessä tulee esiin yksi hydrauliikan eduista esim. sähkökäyttöön nähden: hydraulisylinterin avulla on helppo saada aikaan lineaariliike ja suuri voima. Hydraulisylintereihin perehdytään kappaleessa 2.3. Venttiileitä käytetään hydraulijärjestel hydraulisen energian ohjaamiseen ja säätämiseen. Toimintasuureita säädetään hydrauliikassa seuraavasti: - voimaa tai nopeutta säädetään painetta säätämällä - liikenopeutta säädetään muuttamalla tilavuusvirtaa - liikesuuntaa ohjataan virtaussuuntaa ohjaamalla Venttiilit esitellään tarkemmin kappaleessa 2.4. Edellä esitettyjen lisäksi hydraulijärjestelmään liittyy usein muitakin komponentteja, joilla varastoidaan ja siirretään energiaa sekä huolletaan järjestelmää. Näihin komponentteihin (paineakut, putkisto, suodattimet yms.) tutustutaan myöhemmin kurssilla Hydraulitekniikka. 2.1 Pumput Syrjäytyspumpussa tilavuusvirta saadaan aikaan syrjäytyselimen, esim. männän avulla ilman keskipakovoiman tai muiden dynaamisten voimien olennaista vaikutusta. Syrjäytyspumppu on varsinaisesti tilavuusvirran kehitin, eli paine kehittyy vasta, kun nesteen virtausta vastustetaan. Pumppu muuttaa akselille tuodun mekaanisen energian hydrauliseksi energiaksi. Hydraulipumppuihin liittyy kaksi pumpun kokoa kuvaavaa suuretta; kierrostilavuus V P ja radiaanitilavuus V Prad. Pumpun kierrostilavuus on se tilavuus, jonka pumppu antaa väliainetta, kun pumppua kierretään yksi kierros. Kierros- ja radiaanitilavuuden välillä pätee yhteys: V P = 2πV (2.1) Pr ad 28

30 Yleensä pumpun kierrostilavuudella tarkoitetaan geometrista kierrostilavuutta V g, joka yleensä ilmoitetaan pumpun valmistajan taholta. Joissakin yhteyksissä voidaan käyttää myös tehollista kierrostilavuutta V e tai teoreettista kierrostilavuutta V th. Nämä johdetaan yleensä mittaustuloksien perusteella. Eräs tapa määrittää V e on mitata pumpun tuottama tilavuusvirta kahdella eri pyörimisnopeudella n 1 ja n 2, jolloin tehollinen kierrostilavuus saadaan yhtälöstä V e Q = n 2 2 Q n 1 1 = Q n (2.2) Q 1 = mitattu tilavuusvirta, kun n = n 1 Q 2 = mitattu tilavuusvirta, kun n = n 2 Vakiotilavuuspumpun tuottama teoreettinen tilavuusvirta Q th (kuva 2.1) saadaan yhtälöstä Q ω = nv (2.3) th = VPr ad P ω = pumpun kulmanopeus [rad/s] n = pumpun pyörimisnopeus eli kierrosluku [ kier/s] ω Kuva 2.1 Vakiotilavuuspumpun tuottama teoreettinen tilavuusvirta Säätötilavuuspumpussa radiaanitilavuutta voidaan säätää portaattomasti säätöelementin avulla. Tällöin teoreettista tilavuusvirtaa voidaan kuvata yhtälöllä ω Q th = ωv ad α (2.4) Pr α = pumpun radiaanitilavuuden suhteellinen arvo, joka saadaan kaavasta VPr ad α = = (0...1) (2.5) V Pr admax Pumpussa esiintyy kuitenkin aina vuotoja, mistä johtuen pumpun tuottama todellinen tilavuusvirta Q on aina pienempi kuin teoreettinen tilavuusvirta: 29

31 Q = Q Q = η Q (2.6) th vuoto v th Q vuoto = pumpun vuotovirta η v = pumpun volumetrinen hyötysuhde Pumpun volumetrinen hyötysuhde on aina toimintapisteeseen sidottu arvo eli se muuttuu pyörimisnopeuden ja paineen muuttuessa. Näin ollen volumetrinen hyötysuhde voidaan määrittää eri käyttöolosuhteissa vain kokeellisesti. Pumpun vuotovirtauksen approksimoimiseen on myös kehitetty useita matemaattisia malleja. Yksinkertaisin approksimaatio on olettaa vuotovirta laminaariseksi, jolloin se on lineaarisesti riippuva paineesta Qvuoto = kv p (2.7) k v = vuotokerroin Esimerkiksi mäntäpumpulle, jossa vuotorako on rengasmainen, vuotokerroin on muotoa k v 3 πdh = (vrt. 1.31) (2.8) 12 η l Vuotohäviöiden lisäksi pumpuissa esiintyy mekaanisia ja hydraulisia häviöitä. Mekaaniset häviöt aiheutuvat liikkuvien osien välisistä kitkoista, hydrauliset häviöt koostuvat viskoosikitkasta ja nesteen nopeudenmuutoksien aiheuttamista häviöistä. Näiden yhteisvaikutusta ilmaistaan mekaanishydraulisella hyötysuhteella η mh. Mekaanishydraulisen hyötysuhteen vaikutus pumpun ominaisuuksiin voidaan esittää pumpun momentin avulla. Jotta häviöttömällä pumpulla voitaisiin tuottaa haluttua tilavuusvirtaa, tarvitaan momentti M teor = V Pr p (2.9) ad p = paine-ero pumpun yli Todellisessa pumpussa tarvitaan kuitenkin mekaanishydraulisten häviöiden takia teoreettista suurempi momentti. Todelliseksi käyttömomentiksi saadaan siis M tod = M teor + M h VPr ad p = η mh (2.10) M h = häviömomentti Hydraulisen komponentin teho voidaan yleisesti laskea tilavuusvirran ja paine-eron avulla: 30

32 P = Q p (2.11) Häviöttömän pumpun kehittämä hydraulinen teho on yhtä suuri kuin akselille tuotu mekaaninen teho. Todellisissa pumpuissa tarvitaan kuitenkin häviöiden vuoksi suurempi teho pumpun akselilla. Kun häviöt huomioidaan, saadaan todellisen pumpun tarvitsemaksi käyttötehoksi P tod Q p Q p = = (2.12) η η η v mh kok Ruuvipumput Ruuvipumput ovat vakiotilavuuspumput, jotka voidaan jakaa alaryhmiin ruuvien lukumäärän mukaan. Yleisimmät tyypit ovat kaksi- tai kolmiruuvisia. Neste siirretään imuliitännästä paineliitäntään ruuvien ja pumppurungon muodostamissa suljetuissa kammioissa. Tarkastellaan kuvan 2.2 kolmiruuvista pumppua. Keskimmäisen, käyttöakselille kytketyn ruuvin kierteet ovat myötäpäivään. Tämä ruuvi pyörittää sivuruuveja, joiden kierteet ovat vastapäivään. Tällöin sivuruuvien kierteiden harjat vierivät pitkin keskiruuvin kierteiden pohjia. Ruuvien pyöriessä kierteiden ja pumppukammion seinämien väliin muodostuvat nestetilavuudet liikkuvat akselin suunnassa kohti paineliitäntää. Nestekammioiden tilavuus ei muutu liikkeen aikana. Kuva 2.2 Ruuvipumppu /1/ 31

33 2.1.2 Hammaspyöräpumput Hammaspyöräpumput ovat vakiotilavuuspumppuja, jotka voidaan jakaa hammaspyörien keskinäisen sijainnin ja lukumäärän perusteella jakaa ulkopuolisesti sivuaviin eli ulkoryntöisiin hammaspyöräpumppuihin ja sisäpuolisesti sivuaviin eli sisäryntöisiin hammaspyöräpumppuihin. Neste siirretään imuliitännästä paineliitäntään pumppukammion seinämän ja hammaslovien muodostamissa suljetuissa kammioissa. Tarkastellaan ensin kuvan 2.3 ulkoryntöistä pumppua. Kuva 2.3 Ulkoryntöinen hammaspyöräpumppu /1/ Käyttöpyörä (7) on kytketty moottorin akselille. Toinen eli käytetty pyörä (8) pyörii vapaasti. Nestekammiot muodostuvat hampaiden, pumppukammion ja laakereiden (4 ja 5) muodostamaan tilaan. Hammaspyörien pyöriessä syntyy imuvaikutus, joka nostaa nesteen tankista pumppuun. Neste siirtyy pumpun ulkokehällä kohti paineliitäntää P. Pumpun tuottama tilavuusvirta ei ole tasainen, koska tiivistyskohta vaihtelee pitkin ryntöviivaa. Tilavuusvirran vaihtelu on sitä suurempaa, mitä alhaisempi hammasluku on. Epätasainen tilavuusvirta nostaa myös pumpun melutasoa. Kuvassa 2.4 on esitetty sisäryntöinen hammaspyöräpumppu. Sisällä oleva ulkoisesti hammastettu pyörä on käyttävä pyörä, joka on kytketty moottorin akselille. Ulompi, sisähammastettu pyörä (4) on käytetty pyörä ja se pyörii samaan suuntaan kuin käyttävä pyörä. Pyörien pyöriessä tila hampaiden välissä kasvaa. Pyörimiskulma, jonka aikana imu tapahtuu, on noin 120 o. Erottajan jälkeen tilavuus alkaa pienentyä, ja neste siirtyy paineliitäntään (kuvassa ylempi 120 o ). Ryntökohdassa tiivistys estää vuotovirtauksen paluu puolelle. 32

34 Kuva 2.4 Sisäryntöinen hammaspyöräpumppu /1/ Sisäryntöisessä pumpussa tilavuuden muutos on hitaampaa ja tasaisempaa kuin ulkoryntöisessä pumpussa. Näin pumpun tuottama tilavuusvirta on tasaisempaa ja melutaso alhaisempi Siipipumput Siipipumput voivat olla vakio- tai säätötilavuuspumppuja. Pumppujen siivet voidaan sijoittaa joko pyörivään roottorin tai liikkumattomaan staattoriin. Jälkimmäisen sovelluksen hyötysuhde on huono, tilavuusvirta epätasainen eikä se ole kovin yleinen, joten siihen ei perehdytä tämän enempää. Siipipumpuissa neste siirtyy imupuolelta painepuolelle pumppukammion seinämän, siipien ja roottorin muodostamissa suljetuissa kammioissa. Roottorin loviin sijoitetut siivet liikkuvat säteen suuntaisesti, jolloin ne pyöriessään painuvat ulospäin pumpun pesää vasten. Koska roottori ja pumppukammio ovat epäkeskisiä, muuttuu siipien välinen tilavuus roottorin pyöriessä. Tämä tilavuuden muutos aiheuttaa pumpun imupuolelle imuvaikutuksen ja vastaavasti painepuolella öljy siirtyy pienenevästi tilasta paineliitäntään. Yksikammioiset siipipumput ovat yleensä säätötilavuuspumppuja, joissa kiinteän roottorin ja kammion välistä tilavuutta säädetään pumppukammion asemaa muuttamalla. Kuvassa 2.5 on esitetty yksikammioinen siipipumppu. 33

35 Kuva 2.5 Yksikammioinen siipipumppu /1/ Monikammioisten siipipumppujen pumppupesän epäkeskisyyttä ei voida säätää, mutta pumpuista saadaan säätötilavuuksisia asentamalla samaan runkoon peräkkäisiä pumppurenkaita ja roottoriin vastaavasti peräkkäisiä siipikertoja. Neste virtaa nyt molempien pumppujen läpi ja saatu tilavuusvirta vastaa kahden siipipumpun tilavuusvirtaa. Kiertämällä pumppurenkaita toisiinsa nähden saadaan aikaan tilavuusvirran säätö. Kuvassa 2.6 on esitetty kaksikammioinen siipipumppu. Kuva 2.6 Kaksikammioinen siipipumppu /1/ 34

36 2.1.4 Mäntäpumput Mäntäpumput ovat joko vakio- tai säätötilavuuspumppuja, jotka voidaan luokitella mäntien sijoittelun perusteella seuraavasti: - rivimäntäpumput - radiaalimäntäpumput - aksiaalimäntäpumput Neste siirretään imuliitännästä paineliitäntään männän edestakaisen liikkeen avulla. Toimintaperiaate eroaa muista edellä esitetyistä pumpuista, joissa nesteen siirto perustui syrjäytyselimen pyörivään liikkeeseen. Pumpuissa tarvitaan erillinen venttiilirakenne tilavuusvirran ohjaukseen imu- ja painejakson aikana. Imujaksossa neste imeytyy sylinteriin avoimen imuventtiilin kautta. Painejakson aikana imuventtiili sulkeutuu ja paineventtiili avautuu, jolloin neste siirtyy painepuolelle. Rivimäntäpumpuissa sylinterit on sijoitettu vierekkäin kohtisuoraan käyttöakseliin nähden. Mäntien, joita on tavallisesti 2 10, liike saadaan aikaan joko kampimekanismilla tai epäkeskoin ja jousin. Rivikoneen toiminta selviää kuvasta 2.7, jossa on esitetty rivimäntämoottorin periaate. Rivimäntäpumpun ja -moottorin rakenne vastaavat suurilta osilta toisiaan. Kuva 2.7 Rivimäntämoottorin periaate /1/ Radiaalimäntäpumpuissa sylinterit sijaitsevat tähtimuodossa kohtisuoraan käyttöakseliin nähden. Kuvassa 2.8 on esitetty radiaalimäntäpumppu, jossa on ulkoiset virtauskanavat. 35

37 Kuva 2.8 Radiaalimäntäpumppu, jossa ulkoiset virtauskanavat /1/ Kuvan pumpussa on kiinteä pyörimätön sylinteriryhmä ja tilavuusvirran ohjaus on toteutettu venttiiliohjauksena. Mäntien liike saadaan aikaan käyttöakseliin kiinnitetyllä epäkeskolla (1). Imujakson aikana jouset painavat männät epäkeskon pintaan kasvattaen siten sylinterikammion tilavuutta. Radiaalimäntäpumput ovat pääosin vakiotilavuuksisia, mutta käyttämällä kahta sisäkkäistä epäkeskoa on tilavuusvirta mahdollista tehdä säädettäväksi. Radiaalimäntäpumput virtauskanavat voivat olla myös sisäiset, jolloin sylinteriryhmän keskelle sijoitettu jakokara on pyörimätön. Sylinteriryhmä taas on kiinnitetty käyttöakselille ja se pyörii jakokaran ympäri. Sijoittamalla sylinteriryhmä epäkeskisesti ympäröivään pumppukammioon nähden saadaan sylinterien tilavuus muuttumaan jatkuvasti pumpun käyttöakselin pyöriessä. Aksiaalimäntäpumpuissa sylinterit on sijoitettu käyttöakselin suuntaisesti. Pumput voidaan jakaa kolmeen ryhmään mäntien liikkeen aikaansaavan mekanismin perusteella: staattoriaksiaali-, suoraroottori- sekä kulmaroottoripumppuihin. Staattoriaksiaalipumpuissa sylinteriryhmä on kiinteästi kiinnitetty pumpun runkoon. Sylinterien mäntien liike saadaan aikaan vinolevyllä, joka on kiinnitetty käyttöakseliin. Mäntien ulostyöntämiseen imujakson aikana voidaan apuna käyttää jousia. Suoraroottori- eli vinolevypumpussa sylinteriryhmät pyörivät käyttöakselin mukana. Männät on kiinnitetty tasoon, joka liukuu pitkin kiinteä vinolevyä jatkuvassa kosketuksessa. Sylinteriryhmän pyöriminen saa aikaan mäntien liikkeen. Muuttamalla vinolevyn kulmaa voidaan tilavuusvirtaa säätää. Kuvassa 2.9 on esitetty suoraroottorikoneen periaate. 36

38 Kuva 2.9 Suoraroottorikoneen periaate /1/ Kulmaroottori- eli vinoakselipumpuissa männät sijaitsevat pyörivässä sylinteriryhmässä, joka on kallistettu käyttöakseliin nähden. Käyttöakselin ja sylinteriryhmän välinen kulma saa aikaan mäntien liikkeen pumpun pyöriessä. Kulman suuruudella voidaan vaikuttaa mäntien iskun pituuteen ja siten pumpun kierrostilavuuteen. Kuvassa 2.10 on esitetty kulmaroottorikoneen periaate. Kuva 2.10 Kulmaroottorikoneen periaate /1/ 2.2 Moottorit Hydraulimoottorissa hydraulinen energia muutetaan takaisin mekaaniseksi energiaksi eli hydraulimoottorin toiminta on käänteinen hydraulipumppuun nähden. Rakenteeltaan hydraulimoottorit muistuttavat suuresti hydraulipumppuja. Joitakin hydraulikoneita voidaankin käyttää sekä pumppuina että moottoreina. Ominaista hydraulimoottoreille on, että niistä saadaan moottorin kokoon nähden suuria momentteja ja tehoja. Moottorit voidaan jakaa pyörimisnopeutensa mukaan hidaskäynti- ja nopeakäyntimoottoreihin. Hidaskäyntimoottorit ovat hitaasti pyöriviä, mutta ne tuottavat hyvin pienillä pyörimisnopeuksilla lähes maksimivääntömomenttinsa. Nopeakäyntimoottorit puolestaan 37

39 pyörivät nopeasti ja niiden suurimmat vääntömomentit saadaan käyntinopeusalueen yläosassa. Lisäksi voidaan puhua keskinopeusalueen moottoreista, mutta jako ei ole täsmällinen, sillä jotkut moottorit kattavat useamman käyntialueen. Moottorin kierrostilavuus V M on se tilavuus, jonka moottori ottaa paineettomana väliainetta yhden kierroksen aikana. Moottorin radiaanitilavuus V Mrad on se tilavuus, jonka moottori ottaa paineettomana väliainetta yhden radiaanin kääntymiskulmaa kohti. Kuten pumpuille (2.1), kierrostilavuuden ja radiaanitilavuuden välillä pätee yhteys V = 2π (2.12) M V Mrad Muutenkin moottoreille pätee lähes samat yhtälöt, ainoana erona ovat häviöiden etumerkit. Hydrauli-moottorille tuotu todellinen tilavuusvirta Q saadaan yhtälöstä (vrt 2.3 ja 2.6): Q Q nv = th M Q + th Q = vuoto η = v η (2.13) v Q th = moottorin ottama teoreettinen tilavuusvirta Q vuoto = vuototilavuusvirta η v = volumetrinen hyötysuhde n = moottorin pyörimisnopeus eli kierrosluku Säätötilavuusmoottorin ottama todellinen tilavuusvirta voidaan laskea yhtälöstä Q = ω V Mrad α + Q vuoto (2.14) ω = moottorin kulmanopeus α = moottorin suhteellinen kulma (0 1) Moottorin antama todellinen momentti M tod saadaan yhtälöstä (vrt 2.10): M tod = M M = V pη (2.15) teor h Mrad mh M teor = moottorin antama teoreettinen momentti M h = häviömomentti p = paine-ero moottorin yli η mh = mekaanishydraulinen hyötysuhde Häviöttömälle moottorille tuotu hydraulinen teho on yhtä suuri kuin moottorin kehittämä mekaaninen teho. Todellisissa moottoreissa teho kuitenkin pienenee häviöiden vuoksi. Kun häviöt huomioidaan, saadaan todellisen moottorin tuottamaksi käyttötehoksi P tod = Q pη η = Q pη (2.16) v mh kok 38

40 Pyörimisnopeuden säätö hydraulimoottorissa voidaan toteuttaa käyttämällä - vakiotilavuuspumppua ja säätötilavuuspumppua; muutetaan moottorin suhteellista kulmaa, kun Q ja V M pysyvät vakioina (2.14) - säätötilavuuspumppua ja vakiotilavuusmoottoria; moottorille tuleva Q th muuttuu ja V M pysyy vakiona (2.13) - säätötilavuuspumppua ja säätötilavuusmoottoria; yhtälössä 2.14 voidaan muuttaa joko moottorille tulevaa tilavuusvirtaa tai moottorin suhteellista kulmaa Hammaspyörämoottorit Hammaspyörämoottoreita on kahta eri tyyppiä kuten pumppujakin eli ulko- ja sisäryntöiset mallit. Ulkoryntöisissä hammaspyörämoottoreissa pyörät sivuavat toisiaan ulkokehältään kun taas sisäryntöisissä hammaspyörät ovat sisäkkäin. Ulkoryntöiset moottorit ovat nopeakäyntisiä ja niiden pyörimisalue on rpm. Ne eroavat pumpuista sisäiseltä rakenteeltaan. Niissä on ulkoinen vuotoliitäntä, joka mahdollistaa pyörimissuunnan vaihdon. Sisäryntöiset gerotor-moottorit ovat keskinopeusalueen moottoreita ja niiden pyörimisnopeusalue on rpm. Ne vastaavat rakenteeltaan sisäryntöisiä hammaspyöräpumppuja. Toinen sisäryntöinen moottorimalli on ns. orbital-moottori (kuva 2.11), jonka pyörimisnopeusalue rpm eli se kattaa kaikki nopeusalueet. Orbital-moottoreilla ei ole vastinetta pumpuissa. Orbital-moottori eroaa gerotor-moottorista siinä, että sen rakenteesta johtuen kukin hammaslovi täyttyy monta kertaa kierroksen aikana. Moottori on vakiotilavuuksinen, mutta rakenne on venttiilien avulla muutettavissa portaallisesti säädettäväksi. Kuva 2.11 Orbital-moottori /1/ 39

41 2.2.2 Siipimoottorit Siipimoottorit voivat olla nopea- tai hidaskäyntisiä ja ne vastaavat rakenteeltaan siipipumppuja. Nopeakäyntisissä moottoreissa on vuotoliitäntä, joka mahdollistaa paineen syötön moottorin molempiin liitäntöihin ja siten pyörimisnopeuden suunnan vaihdon. Säätötilavuuksiset siipimoottorit ovat yksikammioisia ja niiden kierrostilavuuden säätö tapahtuu muuttamalla roottorin ja staattorin välistä epäkeskisyyttä. Hidaskäyntiset siipimoottorit ovat monikammioisia ja siten vakiotilavuuksisia. Niistä voidaan saada portaittain säädettäviä venttiilien avulla kytkemällä vastakkaisilla puolilla roottoria olevat kammiot pareiksi Mäntämoottorit Hidaskäyntisiä mäntämoottoreita ovat radiaalimäntämoottorit, joissa on ulkoiset virtauskanavat. Ne ovat vakiotilavuuksisia ja niiden tilavuusvirtaa ohjataan akselin mukana pyörivän jakolevyn avulla. Juuri pyörivä jakolevy erottaa ne pumpuista. Moottorin pyöriessä jakolevy kytkee sylinterit vuorollaan tulo- ja lähtöliitäntöihin, jolloin saadaan jatkuva pyörimisliike. Moottorista saatava momentti on tasainen, koska useampi sylinteri on kytkettynä paineisiksi kerrallaan. Sisäisin virtauskanavin varustetuissa radiaalimäntämoottoreissa eli nokkarengasmoottoreissa sylinteriryhmä ei pyöri, mutta pyörivä jakoventtiili ohjaa nesteen sylintereihin. Moottorit ovat joko vakiotilavuuksisia tai portaittain säädettäviä. Niiden pyörimisalue on rpm. Kuten pumpuissa, myös moottoreissa aksiaalimäntämoottorit voidaan jakaa kolmeen ryhmään: staattoriaksiaali-, suoraroottori- sekä kulmaroottorimoottoreihin. Staattoriaksiaalimoottori vastaa rakenteeltaan pumppua, johon on lisätty jakokara tilavuusvirtoja ohjaamaan. Moottorin sylinteriryhmä on kiinteä siinä olevat männät nojaavat vinolevyyn, joka on kiinni pyörivässä akselissa. Jakoventtiili ohjaa paineisen nesteen sylintereihin ja niistä pois. Mäntään kohdistuva paine aiheuttaa voiman, joka painaa akselilla olevaa vinolevyä ja saa aikaan pyörivän liikkeen. Vinolevyn pyöriessä akselin mukana jakoventtiili avaa ja sulkee tulo- ja lähtöliitännät niin, että pyörimisliike jatkuu. Staattoriaksiaalimoottorien pyörimisnopeusalue on noin rpm ja ne ovat vakiotilavuuksisia. Suoraroottorimoottoreissa sylinteriryhmä pyörii akselin mukana ja vinolevy pysyy paikallaan. Sylinteriryhmän pyöriessä kiinteä jakolevy kytkee kunkin sylinterin vuorollaan tulo- ja lähtöliitäntöihin. Moottoreissa on erillinen vuotoliitäntä, joka mahdollistaa pyörimissuunnan vaihtamisen. Suoraroottorimoottoreiden kierrostilavuutta säädetään portaattomasti muuttamalla vinolevyn kulmaa akseliin nähden. Kun vinolevyn kulma on suurimmillaan, myös moottorin vääntömomentti on suurimmillaan. Moottorien pyörimisnopeusalue on noin rpm. 40