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

роети во всасывающем трубопроводе, соединяющем насос с баком для рабочей жидкости.

Условием работоспособности любой открытой гидропередачи является неравенство

<з7>

где т — объемный вес рабочей жидкости, /сГ/'ж3; h — высота всасывания, м\

^ — значение коэффициентов сопротивления в различных се­ чениях всасывающей магистрали насоса;

tvi — скорость течения рабочей жидкости в этих сечениях,.

— м/сек\

k Tp— коэффициент, характеризующий сопротивление во вса­

сывающем трубопроводе.

При нарушении этого неравенства может возникнуть разрыв слруи во всасывающем трубопроводе, что может привести к пре­ кращению подачи рабочей жидкости. Для предотвращения таких явлений необходимо, чтобы значение коэффициента сопротивле­ ния во всасывающем трубопроводе было меньше 1, т. е.

Величины коэффициентов сопротивления для црямолинейных уча­ стков зависят от длины трубопроводов. Поэтому при размещении узлов и агрегатов гидропередач машин инженерного вооружения целесообразно располагать бак для рабочей жидкости ближе к насосу. Если этого не удается сделать по конструктивным усло­ виям, то необходимо принимать все меры к тому, чтобы .всасываю­ щий трубопровод имел как можно меньше местных сопротивлений,, т. е. поворотов, нарушений постоянства сечений. При установке фильтра на всасывающей магистрали рекомендуется устанавли­ вать бак над насосом. Скорости движения рабочей жидкости в трубопроводах выбираются на основании сложившихся практиче­ ских норм и рекомендаций (табл. 2).

Т а б л и ц а 2

Рекомендуемые скорости движения рабочей жидкости в трубопроводах

	Вид	магистрали	Скорость,
			м/сек
	Всасывающая	магистраль	0 ,5 - 1 ,5
	Нагнетательная	магистраль .	3 - 5
	Сливная магистраль.............................		2 - 3

20

Для длинных трубопроводов данные, (приведенные в таблице, следует уменьшить на 30—50% (длинными трубопроводами счи­ таются такие, у которых отношение длины к диаметру составляет

Внекоторых случаях при коротких трубопроводах ^-^-<100^ ,

атакже в местах нарушения постоянства сечения трубопроводов

максимальная скорость движения рабочей жидкости достигает 8 м/сек. Следует учитывать, что максимальная скорость движения

рабочей жидкости не должна превышать 50% номинального зна­ чения.

Иногда скорость в каналах нагнетания достигает 15—20 м/сек.

Высокие скорости рабочей жидкости в нагнетательной магистрали нежелательны, так как это связано с ростом потерь давления, снижением гидравлического к.п.д. и образованием зон понижен­ ного давления с паровоздушными полостями — кавернами. Опас­ ным последствием высоких скоростей в нагнетательной магистрали является также эмульсирование рабочей жидкости. Это явление состоит в том, что растворенный в рабочей жидкости воздух выде­ ляется в виде пузырьков при резком увеличении живого сечения потока или при крутом повороте струи жидкости. В результате этого рабочая жидкость превращается в эмульсию, приобретает способность сжиматься под давлением и вследствие этого снижа­ ется к.п.д. гидропередачи. Одним из средств предотвращения эмульсирования рабочей жидкости является ограничение скорости движения жидкости и устранение в трубопроводах резких поворо­ тов и изменений живого сечения. Допустимые скорости во всасы­ вающих трубопроводах необходимо выбирать в соответствии с давлением в баке и длиной трубопровода так, чтобы не допустить разрыва потока и возникновения кавитации.

После выбора скорости движения рабочей жидкости необхо­ димо проверить потери напора в трубопроводе, которые не долж­ ны превышать 5—6% рабочего давления. Если это условие не вы­ полняется, то необходимо скорость движения рабочей жидкости уменьшить и повторить расчет снова.

§8. РЕКОМЕНДАЦИИ ПО ВЫБОРУ НАСОСОВ И ГИДРОДВИГАТЕЛЕЙ ДЛЯ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ МАШИН ИНЖЕНЕРНОГО

ВООРУЖЕНИЯ

Применяемые в гидропередачах машин инженерного вооруже­ ния насосы и гидродвигатели различаются по конструктивным схемам и характеристикам, поэтому возможности их использова­ ния в гидропередачах неодинаковы. Для правильного выбора гид­ равлических агрегатов рассмотрим их основные характеристики, под которыми будем подразумевать изменение параметров гид-

21

равлической машины при изменении условий ее работы. Bice насо­ сы и гидродвигатели объемного типа разных конструктивных исполнений имеют аналогичные характеристики, что позволяет установить общие для всех закономерности. К числу основных характеристик относятся характеристика удельной подачи и регу­ лировочная характер истика.

Под удельной подачей qu насоса понимается теоретическое ко­

личество рабочей	жидкости, нагнетаемое насосом		в магистраль
за поворот ротора на один оборот или один радиан
	_Он_ см3
	«„	об	(39>
	Он.	смъ
	<°н	рад
В соответствии	с РТМ-2-67И в гидропередачах		машин инже­

нерного вооружения рекомендуется применять насосы с удельной подачей от 10 до 500 смъ)Ъб.

Регулировочная характеристика определяет зависимость полез­ ного расхода рабочей жидкости от параметра регулирования. Для идеальных условий работы при холостом ходе производительность

насоса будет
Qh = Qht^ h,	(40)

где QHT — теоретическая производительность; Он — параметр регулирования насоса.

Теоретическая производительность насоса зависит только от рабочего объема и скорости, но совершенно не зависит от давле­ ния. Действительная производительность насоса с увеличением давления уменьшается в результате увеличения объемных потерь (утечек)

	Qh= Qht- 4 Q h-		a Q„,	(41)
где A QH— объемные	потери	в насосе,		привод­
A Qn — потери за	счет изменения скорости вращения
ного вала	насоса.	A Qn = 0,	получим
Пренебрегая этими потерями
	Qh=	Qht- A Q h.		(42)

Объемные потери AQHявляются неизбежными, а точное определе­ ние их затруднено. С достаточной для практических расчетов точ­ ностью потери AQU можно считать пропорциональными рабочему давлению насоса рн, т. е.

/bQ„ = a„pH,

(43)

где ан — коэффициент утечек.

22.

Г учетом последнего выражения регулировочная характеристика насоса принимает вид

Qh= Qht^ h &нРн-

(44)

Таким образом, для регулируемых насосов между производи­ тельностью и давлением существует линейная зависимость

(рис. 4,а).

Расчетное значение производительности сохраняется до номи­

нального давления р,	после чего убывает до минимального значе­
ния Qmin при р ~ ртах-	На рис. 4,6 приведена регулировочная ха­
рактеристика насоса.

Рис. 4. а — зависимость производительности регулируемого насоса от давления; б — регулировочная характеристика насоса

Нижние пределы регулирования насоса в одну или другую сто­ рону представлены на рис. 4,6 отрезками О—а.

При минимальном значении параметра регулирования ^нт5п

производительность насоса равна объемным потерям ЛQH.

Для нерегулируемых насосов в пределах рабочих давлений производительность изменяется незначительно (рис. 5). При до­ стижении критического давления ркр производительность насоса

резко снижается за счет увеличения объемных потерь.

Для гидродвигателей основными характеристиками являются скоростная и механическая.

Скоростная характеристика представляет зависимость скоро­ сти гидродвигателя от количества поступающей в него рабочей жидкости при холостом ходе. В реальных условиях скорость опре­ деляется с учетом влияния объемных потерь, т. е.

WM“	(Qh #siP\i)t	(45)
	Яи

23

где йм/^м = д QM— объемные потери в гидродвигателе при холо­ стом ходе,

ам— коэффициент утечек гидродвигателя.

Скоростная характеристика графически представлена на рис. 6. Зависимость скорости гидродвигателя от приложенной нагруз­

ки при постоянном расходе называется механической характери­ стикой. Гидродвигатели, применяемые в машинах инженерного во­ оружения, характеризуются тем, что скорость вращения их вала

Рис. 5.	Зависимость производи-	Рис. 6. Скоростная	характеристика
тельности	нерегулируемого насоса	гидравлического	двигателя
	от давления

представляет убывающую функцию нагрузки. Степень изменения скорости от нагрузки у различных гидродвигателей различна и характеризуется жесткостью механической характеристики. Жест­ кость, в свою очередь, оценивается коэффициентом жесткости, ве­ личина которого определяется как производная момента (усилия) по скорости

о	dM	d P
р =	-------	или р = ----
	dn	dv

Уравнение механической характеристики имеет вид

(46)

где /Им — крутящий момент гидродвигателя,

k u~ 2 тс <7м— коэффициент момента,

/?м =

М и

К

24

Характер изменения крутящего момента и его скорости зависит от схемы питания. На рис. 7 это изменение представлено линией ab, причем точка а соответствует холостому ходу гидродвигателя, а точка b — такому предельному значению нагрузки Мпр, когда

объемные потери достигли бы значения полного расхода гидродвигателя, а скорость вала гидродвигателя из-за этого упала бы до нуля. С уменьшением объемных потерь значение предельного

Рис. 7. Зависимость скорости гидродвига­ теля от нагрузки

момента увеличивается (пунктирные линии). Значение предель­ ного момента Мпр можно определить, если известна нагрузка гид­ родвигателя и его объемный к.п.д. Например, пусть при заданной нагрузке М\ внешние и внутренние сопротивления изменяются по линии cd, а гидродвигатель вращается с угловой скоростью coi (точка d на рис. 7). Из треугольников ОаЬ и coi da находим

___	Мпр
О)0 — О)!	0)0
Учитывая, что
	— Чо»
М пр	(47)

1 — ^0

Если при номинальной нагрузке гидромотор имеет объемный к.п.д.

ч]9 = 0,95, то

М х

1 - 0,95

25

Из этого следует, что предельный момент в 20 раз больше .номи­ нального момента. В реальных условиях эксплуатации гидропере­ дач превышение нагрузки по сравнению с номинальной более чем: в 4—5 раз не допускается. Для ограничения давления и соответ­ ствующих нагрузок в гидропередачах машин инженерного воору­ жения устанавливается предохранительный клапан. Работа гидро­ передачи с предохранительным клапаном происходит следующим образом. При мгновенной подаче в гидродвигатель необходимого количества рабочей жидкости, например, с помощью гидроакку­ мулятора, в процессе разгона весь расход идет через каналы уте­ чек и через предохранительный клапан. Гидравлические сопротив­ ления этих каналов весьма велики, поэтому в системе получается скачок давления. По мере разгона гидродвигателя его пропускная способность растет, давление рабочей жидкости уменьшается до предела, соответствующего нагрузке и скорости. В начале разгона в системе устанавливается давление р, на KOTqpoe отрегулирован

предохранительный клапан. Это давление сохраняется с увеличе­ нием скорости вала гидродвигателя до величины сок (точка е на рис. 7). При дальнейшем разгоне точка е перемещается в положе­ ние d, где давление начинает уменьшаться и предохранительный клапан закрывается. Точка d соответствует окончанию разгона,

где скорость и давление достигают установившегося значения. Приведенный график ef работы предохранительного клапана

может отличаться для других конструкций клапанов и может иметь другую зависимость. Область cfde, приведенная на графике

(см. рис. 7), показывает изменение момента инерции при разгоне гидролвигателя. Если

	то
	d ш	А*м =	const.
	ИГ
		/
	Интегрируя это выражение	в пределах от 0 до t , получим
	(О	t.	(48)

При установившейся угловой скорости гидродвигателя время разгона будет

Т =-	(49)
7р	М и

Время разгона гидродвигателей, применяемых в машинах инже­ нерного вооружения, не превышает 0,01 сек.

Для более правильного выбора насосов и гидродвигателей кро­ ме отмеченных характеристик необходимо учитывать следующие дополнительные параметры:

26

1)предельное значение скорости, давления и производительно­ сти, так как ими определяются для заданных условий работы раз­ меры и вес насосов и гидродвигателей;

2)конструктивную и технологическую сложность насоса и гидродвигателя;

3)эксплуатационные показатели — плавность работы, про­ стоту управления и безопасность, надежность действия, к.п.д. при различных условиях работы, вероятную долговечность, сложность ремонта и пр.;

Рис.	8.	Характеристики	насосов гидропере­
дач;	1	— шестеренных	и пластинчатых;
		2 — поршневых

4)возможность применения насоса при резком изменении ско­ рости и нагрузки;

5)возможность регулирования производительности и реверси­

рования.

Время создания заданного рабочего давления в регулируемом насосе в 2,5 раза больше, чем в нерегулируемом. Сравнительные характеристики регулируемых и нерегулируемых насосов приведе­ ны на рис. 8.

Жесткость этих характеристик при постоянной рабочей скоро­ сти определяется только внутренними объемными потерями. При полной производительности (Q=100%) потери поршневых насосов

оцениваются	отрезком	аЪ (см. рис. 8), а шестеренных и лопаст­
ных — отрезком ас.
Объемные	насосы постоянной производительности при работе
с постоянной	скоростью	имеют практически неизменную произво­

дительность независимо от давления. Давление в этих насосах не

27

зависит от расхода и ограничивается только внутренними объем­ ными потерями и прочностью насоса. В табл. 3 приведены значе-

ния нек отор ы х п а р а м е т р о в	о б ъ е м н ы х	насосов .
			Т а б л и ц а 3
	Рабочее	Среднее	значение	Удельный
Тип насоса		к.п.д.		вес на еди­
	давление			ницу мощ­
	кГ{см2	объемный	общий	ности,
				кг 1 кет
Ш естеренный.............................	100	0,8	0,5	0,7
Л о п а ст н о й .................................	125	0,75	0,65	1,3
Радиально-поршневой . . . .	300	0,85	0,82	2,7
Аксиально поршневой . . . .	100	0,97	0,85	7,0

Наиболее простыми по конструкции, дешевыми в изготовлении, достаточно -надежными и долговечными являются шестеренные на­ сосы. Они не боятся перегрузок и могут работать при высоких ско­ ростях. Шестеренные насосы применяются для нерегулируемых гидропередач, причем для уменьшения скольжения применяют подпор на входе в насос. При работе в качестве гидродвигателя шестеренные агрегаты имеют к.п.д., равный 0,75—0,7. Рабочая зо-

М

на по моменту—ш^- = 4,5, однако расход рабочей жидкости при ^ном

этом изменяется в пределах 15—25% при значительном снижении к.п.д. Шестеренные гидродвигатели рекомендуется применять в не­ регулируемых быстроходных гидропередачах при небольшом пус­ ковом моменте. В приложении 1 (табл. 2) приведены основные ха­ рактеристики шестеренных насосов, рекомендованных для приме­ нения в гидравлических передачах машин инженерного вооруже­ ния.

Лопастные насосы и гидромоторы имеют ограниченное приме­ нение в гидропередачах машин инженерного вооружения. Эти ■агрегаты отличаются малыми размерами и могут найти примене­ ние в стесненных условиях, когда требуется регулирование ,произ­ водительности насоса или получение высокого крутящего момента при небольшой скорости вращения и давлении до 100 кГ/'см2. Диа­

пазон регулирования лопастных гидравлических машин состав­ ляет 6— 10.

Радиальные и аксиальные роторно-поршневые насосы и гидро­ двигатели наиболее целесообразно применять в регулируемых гид­ ропередачах, к которым предъявляются высокие требования по точности регулирования при относительно высоких давлениях.

28

Радиальные роторно-поршневые насосы и гидродвигатели имеют относительно большие габариты по сравнению с лопастными и шестеренными гидроагрегатами, но более высокие значения рас­ ходов и моментов с высоким диапазоном регулирования (50— 100). Указанные гидродвигатели предпочтительнее для низкооборотных исполнительных органов с высоким значением крутящих моментов.

Аксиальные роторно-поршневые насосы и гидродвигатели имеют высокую точность и большой диапазон регулирования (до 500). Насосы и гидродвигатели этого типа наиболее перспективны для гидравлических передач машин инженерного вооружения.

Выбор насоса производится по его полезной мощности, опреде­ ляемой по формуле

N H cPhQhi

(50)

где рн —номинальное давление, принимаемое при режиме работы с наибольшей производительностью, соответствующей наибольшей скорости вращения.

Полезная мощность насоса должна обеспечить работу гидродвигателя во всех режимах: номинальном, пусковом и максималь­ ного нагружения. Производительность насоса, необходимая для работы гидродвигателя

(51)

^Ioh^ом

где т]он, ^]0м соответственно объемный к.п.д. насоса и гидро­ двигателя,

Qmt— теоретический расход гидродвигателя.

В некоторых случаях может оказаться, что выбранная по ката­ логу мощность насоса или гидродвигателя не используется пол­ ностью или гидродвигатель работает при скоростях, не соответст­ вующих паспортным данным. В первом случае машина окажется недогруженной и будет работать при пониженном рабочем давлении, а во втором случае при увеличении скорости по сравнению с паспортной давление уменьшится во столько раз, во сколько уве­ личится скорость. Объемный к.п.д. при этом возрастает.

При работе на пониженных скоростях давление рабочей жид­ кости возрастает, а объемный к.п.д. соответственно снижается. В этом случае целесообразно гидродвигатель сочленять с механиче­ ским редуктором. Если при заданном давлении или производитель­ ности не удается подобрать насос, то можно соединить несколько насосов либо последовательно, либо параллельно. Параллельное соединение насосов применяется для суммирования расходов, а последовательное для суммирования напоров (давлений). Если скорость вращения вала гидродвигателя значительно меньше ско­ рости вращения вала насоса, то рекомендуется выбрать гидродви­ гатель, конструктивно отличающийся от насоса.

29