книги из ГПНТБ / Терехин, Н. И. Расчет параметров объемной гидравлической передачи машин инженерного вооружения учебное пособие

при периодической работе гидропередачи рабочие жидкости с антиокислительными и антикоррозийными присадками можно не заменять довольно продолжительное время (примерно до 3-х лет). Рабочие жидкости без присадок необходимо заменять ежегодно. Применение высококачественных рабочих жидкостей с присадка­ ми вызывает удорожание гидропередачи, так как эти рабочие жид­ кости в 1,5—2 раза дороже, но они могут дать экономический эффект (в 2—3 раза) вследствие увеличения сроков смены.

В гидропередачах машин инженерного вооружения рекомен­ дуется применять рабочие жидкости, физико-механические свой­ ства которых приведены в таблице № 1 приложения 1.

§ 5. ОСНОВЫ РАСЧЕТА МОЩНОСТИ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ НЕПОСРЕДСТВЕННОГО ДЕЙСТВИЯ

В общем случае мощность гидравлических передач машин инженерного вооружения определяется характером нагрузки этих машин. С этой точки зрения гидропередачи машин инженерного вооружения можно разделить на такие группы:

—работающие с постоянной нагрузкой в течение продолжи­ тельного времени;

—работающие с кратковременной нагрузкой, когда время

остановки соизмеримо больше времени работы гидропередачи;

— с повторно-кратковременной нагрузкой, когда чередуются соизмеримые по времени остановки и периоды работы.

К первой группе гидропередач относятся гидропередачи с по­ следовательно включенным дросселем и с постоянной нагрузкой. В этих гидропередачах коэффициент использования номинального

давления	kp= 1,	а	мощность		гидропередачи			определяется по
формуле:
		Mi = С\ (Qh+ A Q) (Рн + А /?),								(7)
где AQ — потери расхода				=	C\QrRprR4		и устройстве			(8)
				в гидродвигателе						управ­
	ления;			между		насосом	и гидродвигателем;
Ар — потери давления
Qm— расход		гидродвигателя,				выбранный		из расчета		получе­
	ния максимальной и минимальной							скорости исполни­
	тельного		механизма;						из	условия
р гд — давление			в гидродвигателе, определенное
Для	получения наибольшей номинальной нагрузки.
	гидравлических			передач		с кратковременной			нагрузкой

мощность выбирается по максимально допустимому давлению. При выбранном рабочем давлении р номинальное давление гидравли­

ческих машин может быть определено по формуле

где kp .— коэффициент использования номинального давления.

10

При кратковременном режиме нагружения рабочий объем вы­ бранной гидромашины будет в kp раз меньше, а следовательно* и в kp раз меньше будет производительность насоса и его размеры.

Мощность насоса или гидродвигателя, выбранная по этим па­ раметрам, примерно пропорциональна квадрату kp и меньше мощ­

ности, выбранной по номинальному давлению, т. е.:

— мощность насоса

/VH= C ,^ H-Q H;

(10)

kp

— мощность гидродвигателя

Л/рд = C t — <2Гд.

(11)

кр

К гидравлическим передачам с повторно-кратковременным ре­ жимом нагружения относятся все гидравлические передачи воз­ вратно-поступательного движения с объемным регулированием скорости, а также с дросселем, включенным параллельно. Для этих передач мощность гидравлических машин определяется по средней величине

( 12)

где Ni — мощность на i-м участке нагрузочной диаграммы; tt — время, соответствующее участку мощности Л^;

t n — время цикла.

По выбранному значению мощности гидравлических машин определяются все остальные параметры гидропередачи, в том чис­ ле и мощность, необходимая для привода насоса

	N = — Nm	(13)
где k — допустимая	перегрузка двигателя;	раз.
т] — к.п.д. насоса	при перегрузке двигателя в k

§ 6. ОСНОВЫ ВЫБОРА МОЩНОСТИ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ МЕХАНИЗМОВ УПРАВЛЕНИЯ МАШИН ИНЖЕНЕРНОГО ВООРУЖЕНИЯ

Особенностью гидравлических передач в механизмах и систе­ мах управления машин инженерного вооружения является их сов­ местное действие с машиной в процессе выполнения последней своего целевого назначения. Выбор мощности этих гидропередач связан с анализом условий получения максимальной производи­ тельности при минимальной мощности на привод насоса гидропе­ редачи. В связи с тем, что производительность многих машин инженерного вооружения при имеющемся энергозапасе тем бодь-

П

ыё, чем больше энергии затрачено на выполнение рабочего процес­ са, потребление энергии для привода насоса не может быть мень­ ше некоторой величины, определяемой задачами рабочего процес­

са. Поэтому		необходимо распределить имеющийся энергозапас
так,	чтобы	обеспечить максимально возможную	производитель­
ность машины.
Решение такой задачи достаточно просто осуществить графиче­
ским	методом линейного программирования,		предложенным
Т. В.	Алексеевой. Существенное значение при этом приобретают

вводимые ограничения на распределение имеющегося запаса ма­ шины, которые сводятся к следующим:

1) мощность, затрачиваемая на совершение рабочего процесса Л/рп , включающая в общем случае затраты энергии на привод рабочего органа Npo и на передвижение Nm и мощность на привод

насоса гидропередачи системы управления NT не должна						превы­
шать мощности силовой установки			машины, т. е.
		% n -b ^ r</V ,;				(14)
2) мощность на совершение рабочего процесса должна быть
значительно больше		мощности привода		насоса NTy т.	е.
		ЛАрп»Л^г;				(15)
3)	мощность на привод насоса Nr не может быть меньше мин
мально	допустимой	величины 7Vr	,	определяемой	из условий

выполнения рабочего процесса машиной (отсутствие буксования движителей, изменение скоростного режима двигателя и т. ,п.), т. е.

7Vr >

(16)

На основании перечисленных ограничений в системе координат АрП; Nr (РИ(С- 1) строим график линейного программирования для

решения указанной		задачи. Из этого графика	следует, что опти­
мальное распределение энергозапаса машины			характеризуется
треугольником abc,	в	котором координата точки а (Л;Рпопт; ^rmin)

наилучшим образом соответствует решению поставленной задачи по распределению энергозапаса машины. Как отмечалось, по условиям выполнения рабочего процесса системы управления ма­ шин инженерного вооружения включаются в работу периодически, в основном для снятия перегрузок двигателя или для снятия пре­ дельного тягового сопротивления. В момент включения системы управления машина находится в неустановившемся режиме. По­ этому анализ процессов, совершающихся в этих условиях, удобно проводить по уравнениям равновесия или уравнениям баланса моментов на валу двигателя или же уравнениям мощности. Наи­ более характерными условиями совместного действия машины

исистемы управления являются:

1)машина выполняет рабочий процесс при работе двигател па регуляторной ветви характеристики, причем сумма моментов

12

от сил рабочих сопротивлений Мрп и сопротивления передвижению Мхч меньше номинального момента двигателя Мд, а включение системы управления не вызывает появления неуетановившегося режима, т. е.

^рп + ^ хч + Мг< Ж д;

(17)

2) момент от сил рабочих сопротивлений по своей величин близок к значению номинального момента двигателя и включение

Р и с. 1. График линейного программирования при выборе параметров гидропередачи механизма управления

системы управления может привести к некоторой перегрузке дви­ гателя. В этом случае

М рп+ М хч+ М г> М л;

(18)

3) момент от сил рабочих сопротивлений превышает номиналь ное значение момента двигателя Мд, а включение гидропередачи системы управления приводит к значительной перегрузке двига­ теля, т. е.

^ п + М х ч + ^ г » М д.

(19)

Уравнение баланса моментов при совместном действии всех сопро­ тивлений при неустановившемся режиме можно представить в виде

М ж+ Ь М А + М ц = М рп + Ь М 9П+ М хч+ М п

(20)

13

где А Мд — приращение	крутящего момента двигателя при пере­
ходе на безрегуляторную ветвь внешней характери­
стики;
Мн — приведенный	к валу двигателя инерционный момент;
А Мрп — приращение	момента сил рабочих сопротивлений за

время перегрузки двигателя. Принимая, что до начала перегрузки

А4рп Н~ А1хч ~ Мд,

Р ис. 2. Внешняя характеристика дизельного двигателя
можно написать	( )
А АГд + Ми — Д Мрп — Мг = 0.
	21

Приращение крутящего момента двигателя ДМд определяется из

анализа внешней	характеристики			после линеаризации безрегуля-
торной ветви ее	(рис. 2)
. . .	М т— Мд				d ср
А Мд = — - ---- —			(о)д		(22)
					d t
где «)д — номинальное		значение		угловой	скорости двигателя;
о)т — значение угловой скорости двигателя при максимальном
крутящем моменте Мт ,
	. '	„	М ш - М л
		«П=	««V

14

Инерционный момент определяется по известной зависимости

	М„ =	d2 ф	(23)
		/„
		d t2
где	d 2 ф	ч	коленчатого вала
	------ — угловое ускорение (замедление)
	двигателя;		всех поступательно
	/ пр — приведенный момент инерции
	движущихся и вращающихся частей.
	Приращение момента сил	рабочих сопротивлений Мрп удобно

выражать через показатель интенсивности нарастания сопротивле­

ния km, представляющий функцию перемещения		машины
t	t
Д Мрп= § k„dx =	k„k0 § d v ,	(24)

оо

где	х — (перемещение машины;				двигателя;
	ср — угол	поворота коленчатого вала
	k0 — переходной коэффициент от х к ф.
Так как яи =		AWon
		-----------, то
		d x ’d o
		г	d M vu		г
		Д^п			(25)
		= k°J	~~dv— d<f = k°J
где	k0 ■
При проведении практических расчетов					с достаточным прибли­
жением можно считать			const.	Тогда.
		^ ^рп — М и		] d ср.	(26)

Из уравнения баланса моментов после подстановки полученных значений для режима перегрузки можно определить необходи­ мую величину М г

		t
М т= Д Мд + М а- Д M vn = ( я„ - а	j + / ПР	- k akK \d <?. (27)
		О
Вследствие кратковременности	переходного	процесса можно
d 2 ср		и /пр.
принять постоянными значения ----	- = з ^ const

d t 2

В переходном режиме угловая скорость коленчатого вала дви­ гателя резко изменяется. Изменение скоростного режима с неко­ торым приближением описывается зависимостями:

15

— линия снижения числа оборотов

Ш= «)д — £

—линия разгона двигателя

U)= 0)д + £ ^р,

где t3, tp — время от начала снижения или увеличения угловой

скорости,

в— угловое ускорение или замедление коленчатого вала двигателя.

Многочисленные опытные данные позволяют считать угловое ускорение в процессе изменения угловой скорости величиной по­ стоянной и колеблющейся для различных двигателей в пределах от 10 до 160 сек~2 Учитывая, что а0=аи>д, a «)=шд—s t3, приращение

крутящего момента двигателя будет

	Д Мя = а0 — аш =			ао)д — а(од +			as t3 =	as t3.	(28)
В подынтегральном выражении уравнения (25)								заменим
Тогда		d <р= d(o) t) =			ui-dt +		£ t-dt.
	h
Д^рп =	k 0k„ J d <P= K K
	0
	/		£ t‘a~f-	s t\	\		/	El
	= k0kH( <1>Дt3				j — k 0k„ ^0)д t3			—
								2
	“>д t3r Kf\		S ^ r	)		, /	,	6 t\ Гк -Ц\
=	k«		ГкKT1\
			i					2 i	j '
После	подстановки		полученных			значений ДуИд,			ДМрп выра­
жение для М г примет вид
	=	/„ре +	as t3 — k K(v„f, tq-------						(29)
где гк — радиус		ведущего колеса				(звездочки);
i — передаточное число привода движителя;
t3 — время замедления				при перегрузке.

Оптимальные условия, при которых энергозатраты на привод на­ соса минимальны, определяются дифференцированием по времени выражения (29)

d M r	=■ • as — k H (VoV—	£ r*t3 У]
d t		i

16

Приравнивая нулю производную по времени

d М г

л

определяем

------= 0 ,

оптимальное время £°пт,

dt

при котором затраты энергии на привод

насоса минимальны

i (i\ M o — as) =

iv0ttj _

M m— 7ИД __1_

e rKk„ Y)

e rKY)

(йд -

u>m

k0k„ ’

tOHT=

3 J _ _

Ж'П-

1

_

(30)

s/j0

(«)д — U)m)

k0ka

Преобразуем

выражение для £°пт

;опт =

_

Х ~

1

Шд

_ L _

_

(31)

3

к0г

I -

а

k0k„

'

где Х= ^ 2!—

коэффициент приспособляемости двигателя,

М .

а

aim

снижения угловой

скорости

коленчатого

= — — степень

“ д

вала двигателя.

После

момента МГт|п можно найти зна­

определения крутящего

чение

мощности для

привода

насоса

по

известной

зависимости

N r

. =

М Г

. - п г

(32)

----

где с — коэффициент перевода размерностей.

§ 7. ВЫБОР РАБОЧЕГО ДАВЛЕНИЯ И СКОРОСТИ ТЕЧЕНИЯ РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ

По полученному значению мощности можно выбрать давление рабочей жидкости р и производительность насоса Q гидропередачи.

Как известно, эти параметры связаны с мощностью гиперболиче­

ской	зависимостью и поэтому назначение или выбор одного из
этих	параметров при определенной величине NT позволяет опре­

делить второй параметр. Обычно при расчете гидропередач машин инженерного вооружения задаются величиной рабочего давления. По величине рабочего давления все гидропередачи машин инже­ нерного вооружения можно разделить на:

— гидропередачи с низким рабочим давлением		(до 100 кГ(см2) ;
— гидропередачи со средним	рабочим	давлением	(до
200/сГ/сж2);			и
— гидропередачи с высоким рабочим давлением_(до 450
более кГ/'см2).	ГОС. ГГ'бПИп*, н
2 Зак. 876	н а у ч н с - т л х н н - 1 ч к -*17
	библиогекА С О Д г' w

ЭКЗЕМПЛЯР | ЧИТАЛЬНОГО ЗАЛА I

В соответствии с «Руководящими техническими материалами РТМ-2-67И» для гидропередач машин инженерного вооружения ре­ комендуются рабочие давления 100, 160 и 200 кГ/см2 (ГОСТ

356—59).

Учитывая основную зависимость для гидропередач с одинако­ вой мощностью, но с различными рабочими давлениями, можно написать:

P iQ i= P-Ai = P3Qt = const.

(33)

Из этого следует, что с увеличением рабочего давления умень­ шается производительность насоса, а следовательно, и его габа-

Вес^кг

Рис. 3. График зависимости веса гидропередачи от давления

риты и вес. Зависимость веса гидропередач от давления хорошо иллюстрируется графиком рис. 3. С увеличением рабочего давления (350—400 кГ/см2) вес гидропередач увеличивается из-за необ­

ходимости увеличения прочности элементов гидропередачи. Кро­ ме отмеченного при выборе величины рабочего давления следует также учитывать коэффициент использования номинального дав­ ления, влияющего на надежность гидропередачи. С увеличением

этого	коэффициента улучшается компактность гидропередачи.
При	высоком значении коэффициента использования номиналь­

ного давления без обеспечения достаточно хорошего ухода может быть снижена надежность и долговечность гидропередачи. Так, работа гидропередачи при коэффициенте &р=1,75 срок службы снижается н 5 раз, а при £р = 0,8 срок службы гидропередачи уве­ личивается в 4 раза.

Увеличение рабочего давления требует более дорогих насосов, высокой герметичности соединений и приводит к повышению на­ грузки в отдельных элементах. Уменьшение рабочего давления приводит к увеличению размеров элементов гидропередачи, но уменьшает требования к герметичности соединений, повышает

18

срок службы, позволяет применять более простые и дешевые на­ сосы.

При отступлении от рекомендаций РТМ-2-67И выбор величины рабочего давления при расчете и проектировании гидропередач машин инженерного вооружения следует проводить в соответствии с нормальным рядом давлений по ГОСТ 356—59 (таблица № 10 приложения 1) или нормали машиностроения МН 3610—62. В нормальные ряды кроме рабочего давления заложены разновид­ ности давлений:

—условное давление ру — наибольшее давление, при котором могут работать насосы, гидродвигатели, трубопроводы й гидро­ аппаратура при отсутствии гидравлических ударов, толчков, со­ трясений и т. п. На условное давление рассчитываются основные магистрали гидросети и силовые агрегаты и их элементы;

—давление пробное рПроб — давление, при котором произво­

дится проверка прочности корпусов насосов, гидродвигателей а других элементов, а также производится испытание гидропере­

дачи;

—давление испытательное рисп (Рясп^=1,5р) — давление, при котором производятся испытания гидропередач на герметичность;

—давление разрушающее рра3р (рРазр = 3 р ) — давление, при

котором производятся испытания прочности гидроагрегатов. Де­ тали и агрегаты гидропередач, прошедшие испытания под разру­ шающим давлением, к эксплуатации не допускаются.

Кроме этого различают абсолютное ра и избыточное ри давле­

ния, причем за нуль отсчета последнего принимается атмосферное давление рат. Избыточное и абсолютное давления связаны соот­ ношением

/?и =/>а— Рат.	(34)
При ра > /?ат величина р и^>0 и р и называется	манометрическим

давлением. При /?а<А,т давление /?и< 0, взятое с обратным зна­ ком, называется вакуумметрическим давлением /?в, оно изменяется

от нуля до атмосферы
Рв ~	Рьт	Р&’	(35)
Величину разрежения можно	также	характеризовать	величиной

абсолютного давления.

Производительность насоса гидропередачи зависит от скорости

рабочей жидкости и площади живого сечения потока /, т. е.
Q = v f-	(36)

Из этого выражения следует, что одним из способов достижения компактности гидропередачи является применение больших скоро­ стей рабочей жидкости. Однако этот способ имеет ряд ограниче­ ний, так как при больших скоростях значительно ухудшается ра­ бота гидропередачи. Наибольшую опасность создают высокие око-

2*

19