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

В приложении 1 (таблицы № 2—6) приведены основные харак­ теристики насосов и гидродвигателей, рекомендуемых для приме­ нения в гидравлических передачах машин инженерного воору­ жения.

§ 9. ОСНОВЫ РАСЧЕТА ПАРАМЕТРОВ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ МАШИН ИНЖЕНЕРНОГО ВООРУЖЕНИЯ

По конструктивному исполнению объемные гидропередачи ма­ шин инженерного вооружения бывают раздельного и нераздель­ ного исполнения. Передача раздельного исполнения может ком-

5

Р и с. 9 с — схема гидропередачи с незамкнутой циркуляцией рабочей жидкости; б — схема гидропередачи с замкнутой циркуляцией рабочей жидкости: 1 — насос; 2 — гидродвигатель; 3 — бак для рабочей жид­ кости; 4 — клапан; 5 — фильтр; 6 — распределитель; 7 — предохра­

нительный клапан

плектоваться из насосов и гидродвигателей различных типоразме­ ров, что позволяет реализовать определенное передаточное отно­ шение, а следовательно, и получить требуемые силовые и кинема­ тические выходные параметры. Гидравлическая передача нераз­ дельного исполнения представляет собой единый агрегат, включаю­ щий насос и гидродвигатель, объединенные ко-мплектом переход­ ных деталей.

В зависимости от способа циркуляции рабочей жидкости между насосом и гидродвигателем различают гидравлические передачи с замкнутой и незамкнутой циркуляцией рабочей жидкости (рис. 9). При проектировании гидравлических передач машин инженерного вооружения следует учитывать, что системы с незамкнутой цирку­ ляцией имеют хорошие условия охлаждения и очистки рабочей

30

жидкости от посторонних примесей. Однако наличие резервуаров для рабочей жидкости приводит к увеличению веса и размеров гидропередачи и создает условия для окисления жидкости. Нали­ чие вакуума во .всасывающей полости насоса -способствует возник­ новению кавитации и попаданию воздуха в гидросистему. Это предъявляет требование ограничения скорости вращения вала насоса.

Незамкнутую циркуляцию рабочей жидкости целесообразно применять в многодвигательных гидропередачах с одним насосом или в гидропередачах с поступательным движением выходного звена.

Гидропередачи с замкнутой циркуляцией жидкости имеют мень­ шие размеры, обеспечивают высокую плавность работы, так как в них исключается попадание воздуха в систему. Следует учитывать, что такие гидропередачи не могут обеспечить длительной работы под нагрузкой из-за быстрого нагрева рабочей жидкости. Для ком­ пенсации утечек и исключения возможности возникновения кавита­ ции в гидропередачах с закрытой циркуляцией рабочей жидкости применяются подииточиые клапаны, вспомогательные бачки — компенсаторы, специальные подпиточные насосы или дозирующие клапаны, устанавливаемые на сливе. Давление подпитки рекомен­ дуется принимать в пределах 2—5 кГ(см2. Наиболее целесообразно

применять закрытые системы циркуляции рабочей жидкости в си­ стемах автоматического регулирования.

Оценка выбранной схемы гидропередачи проводится с учетом всех взаимно связанных между собой параметров. Обычно для оценки используются аналитические или графические зависимости, называемые характеристиками гидропередачи. Эти характеристики дают представление о работе всех .элементов гидропередачи, свя­ занных между собой рабочей жидкостью. Основными характери­ стиками являются скоростная и механическая. Вид характеристики зависит от режима работы гидропередачи, который может быть либо установившимся, либо пеустановившимоя.

При установившемся режиме время рабочего движения значи­ тельно больше времени разгона и торможения. При нарушении этих соотношений рабочий режим гидравлической передачи будет неустановившимся. Для установившегося режима гидропередачи обычно проводится статический расчет, а для неустановившегося необходимо проводить динамический расчет.

Расчет гидравлической передачи сводится к составлению урав­ нений движения всех ее элементов: насоса, гидродвигателя, на­ грузки и гидросети. Общий расход рабочей жидкости QHT, пода­ ваемой насосом, складывается из расхода QM, затрачиваемого гид­ родвигателем, утечек Qy и объема QC)k, учитывающего сжимае­ мость рабочей жидкости. Утечки Qy определяются по формуле

Qy A Qh+ ^ Qm Рн Н“ Рм’

(52)

31

Расход С2сж обычно определяется через давление в напорном трубопроводе

		dp		(53)
<2сж = £сР - ^ ,
		dt
где kc— коэффициент упругости системы,
	Еж +	ЬЕТ
Ежу Ет— модули упругости	жидкости и трубопровода (для сталь­
ных трубопроводов /Гт =		2*106	к Г с м 2),
d t Ь — диаметр и толщина стенки трубопровода,
V — объем жидкости,	находящейся		под давлением р .
Подставив значения QM, AQH; A QMи <3СЖ, определим				производи­
тельность насоса
Qht^ Яьл.	&нРн “Ь	Ри	•	(54)
			d t

Рабочее давление в гидросистеме определяется нагрузкой гидродвигателя и потерями давления в гидромагистрали, т. е.

М	(55)
Р* = Рм+ А/? = - f - + А/?,

где Ар — потери давления в гидромагистрали.

В общем случае уравнение нагрузки гидродвигателя имеет вид

Жм = Жст + /пр^ - = А мЛ)	(56)
где Л4М— движущий момент гидродвигателя;
М ст— статический момент нагрузки;	момент инерпии
/ пр— приведенный к валу гидродвигателя

ротора и связанных с ним вращающихся и поступа­ тельно движущихся частей.

Для определения момента, необходимого для ускорения массы рабочей жидкости тж, можно применить известную зависимость

(57)

/dt

где v — скорость течения жидкости в трубопроводе сечением /.

Перепад давления в гидродвигателе

Ри=~к{/прЬг + Мст)-

(58)

32

Учитывая, что потери давления в трубопроводе незначительны Др = 0, можно написать рн==Рм= Р■Тогда уравнение, описывающее

поведение гидропередачи, будет иметь вид

Q„т = «7м <»« +	С/пр -77 +		М ст ) + kcV	,	(59)
К	\	d t	j	d t
где а = аи+ аш — коэффициент		утечек в насосе и гидродвигателе.

Из этого уравнения можно получить выражение для определения угловой скорости вала гидродвигателя

Qh	а	I j	d «>	dp	(60)
		' np	+	^Тст
			dt	~dt
или, пренебрегая сжимаемостью рабочей жидкости, получим
п*	Q ht	а	1 пр	dw + М с,	(61)
	Ян			~dt

Уравнение движения гидравлической передачи с возвратно-посту­

пательным движением		выходного звена при постоянном давлении
^ПР	dv	“	Ро	Р\Р\		Р2Р2	Ртр»				(62)
	^
где тпр = m		+	m^ ~ ^ j		— приведенная к штоку сило­
						вого	цилиндра		масса		под­
						вижных частей и жидкости;
				т — приведенная масса подвиж­
						ных частей;
			ши т2 — масса				рабочей жидкости в
						нагнетательной			и	сливной
						магистралях;				приве­
				Р0 — полезная				нагрузка,
						денная к штоку;					ци­
			Ри Р2		— давление			в полостях
						линдра;		штоковой		и	бес-
			Fu F 2 — площади
						штоковой		полостей			ци­
			/ь	/ 2		линдра;		сечений напорной
					— площади
				Ртр		и сливной магистралей;
Если учитывать					— сила		трения.
	все связанные с работой гидропередачи про­
цессы и явления, которые возникают						при неустановившемся					ре­
жиме, то решение полученных				уравнений весьма затруднительно.
3 Зак. 878											33

Для практических расчетов задачу упрощают, принимая некото­ рые приемлемые допущения, такие, как неизменность рабочего давления, постоянство сил трения, неизменность массы, моментов инерции и т. п. Так, например, при чисто инерционной нагрузке

	..	, dm		,
	М =* I		——- = k up.
			dt
Используя уравнение расхода, получим:
Q h ~	ЯнР'Н^Н ~		~	ЯнС0Н ==	( ^ 3)
			2 тс
Qu = ~ ~ Ям<*>м= а 2С°М .					(64)
	2 Тс
Qy =	а3р,				(65)
<3сж =	#4^,				(66)

где а г = qHnH= -----qHт н — коэффициент пропорциональности меж-

2 тс

	ду производительностью насоса				и па­
	раметром		регулирования,
а 2 = ~^—qu — коэффициент пропорциональности меж-
2 тс	ду расходом гидродвигателя и его уг­
	ловой скоростью,
а з — коэффициент пропорциональности меж­
	ду утечками и давлением,
#4 = K V — коэффициент пропорциональности меж­
	ду упругостью жидкости и давлением.
С учетом перечисленного имеем
a iU„ = а2 <вы+ ai p + a t ^ ~ .					(67)
			d t
Вводя в расчет символическое		представление		d	виде
				D = — в
оператора дифференцирования,		получим		d t
a xUH=--а2ти + аър + D p , |					(68)
kup =	I npD 0)м.		J
Из полученной системы уравнений имеем
dt LJн	/ а 4/ nD		а3/ Пп	\
1 _ <ои	р D* + 3 пр D + 1
cl2	' k Mci2		kMd2	!

34

или

где				(69)
Яз Aip	„	^4 Л|р	Л	#1
•	I 2 —	J	/1 =	—
Постоянные времени Тх и	Т2 могут принимать			любые значения,

что свидетельствует о различном характере переходного процесса.

При Ti = T2

,(70)

где t — время переходного процесса.

Приравнивая расходы через зо­ лотник и гидродвигатель при одина­ ковом сечении каналов золотника (рис. 10), получим

Q = A f V p ^ J i =		QaAfVp =
Откуда	== Qм^ </м"м•
	Q 2				Рис. 10. Схема включения
Ph- P l = -7T7; = P2,				( 7 1 )	гидродвигателя через			золотник
	Л2/ 2
а перепад давления		в гидродвигателе
	P i — P 2= P u= P * -				—=— Q2.			(72)
Учитывая,	что				Л2/	2	м
	''>« =		7 - ,	a QM=	2 тс
можно написать			2 тс
	’ Л		2* Г	Л 2/ 2 4Л / ’				(73)
Скорость	вала гидродвигателя			может	быть определена			из выра*
жения
	2*	/ Л 2/ 2		/	0	,	rf®,	(74)
		1/	л	(РнЯы	2 ^ / пр		dt
		Г	л -	1
			2 9м	У

Из формулы (74) следует, что быстродействие гидропередачи воз­ растает с увеличением давления в насосе и уменьшением ускоре­ ния разгоняемых масс.

3*

.

35

Для чисто инерционной нагрузки гидравлических передач с возвратно-поступательным движением выходного звена имеем

dv	(	2 F 2 2 \
П1пР ~ d J = Fa \ Рп ~		г ’ и ) '	( 7 5 ^

Откуда скорость перемещения поршня

где Fn — площадь поршня.			расчетов гидропередач с воз­
При проведении приближенных
вратно-поступательным	движением		выходного звена часто поль­
зуются приближенной	формулой
		Vn^ P ^ L t		(77)
		Wnp
Уравнение механической		характеристики гидропередачи		имеет
вид:		вращательного движения
— для гидропередачи

Пи = ^"-т -	a	= Пт - Д лм;	(78)
Ям	кмдм
— для гидропередачи с	воз1Вратно-поступательным движением
V „ ----- ЧиТQHT----- --------Р			(79)
	1F П	1F П

Уравнения скоростной характеристики соответственно имеют вид:

Q„T	Д Qmx
Ям = ---------	(80)
Ям	Ям
Qht	AQnx
1 п	(81)

где A QMx , A Qnx — утечки рабочей жидкости при холостом ходе.

36

Вид скоростной характеристики зависит от утечек (рис. II).

.Анализ уравнений скоростной характеристики показывает, что, изменяя количество жидкости, подаваемой насосом, можно изме­ нять скорость выходного звена, т. е. получить регулируемую гидро­ передачу.

Рис. 11. Характеристики гидропередачи

§ 10. ОСНОВНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ РЕГУЛИРУЕМЫХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ И РАСЧЕТ ИХ ПАРАМЕТРОВ

Регулирование скорости выходного звена в гидравлических передачах машин инженерного вооружения может быть достигнуто либо путем изменения сопротивления магистральных трубопрово­ дов и отвода на слив части рабочей жидкости, либо за счет измене­ ния рабочего объема насоса или гидродвигателя. Первый способ регулирования осуществляется при помощи дросселя и получил название дроссельного регулирования, второй — объемного регу­ лирования. В п-рактике гидромашиностроения известны и другие способы регулирования. К ним можно отнести регулирование пу­ тем подключения или отключения других насосов, включенных в гидравлическую передачу, а также способы регулирования, осно­ ванные на комбинации перечисленных выше. В гидропередачах машин инженерного вооружения наиболее широкое применение получило дроссельное и объемное регулирование. Каждый из этих способов регулирования имеет свои особенности, поэтому они до­ полняют один другой.

а) Гидравлические передачи с дроссельным регулированием.

Наиболее широкое применение дроссельное регулирование по­ лучило в гидропередачах поступательного движения и небольших но мощности гидропередачах вращательного движения с примене­ нием нерегулируемых насосов. При дроссельном регулировании к гидравлическому .двигателю подводится только часть рабочей жид-

37

кости, нагнетаемой насосом, а другая часть поступает на слив через клапан, не соверши® никакой полезной работы. В связи с этим дроссельное регулирование является неэкономичным, особен­ но при больших расходах рабочей жидкости и мощностях более 5—5 кет. Дроссель в гидропередаче может быть установлен после­

довательно (в напорной или сливной магистрали) или параллель­ но гидродвигателю. Для обеспечения постоянства давления произ­ водительность насоса должна быть больше расхода в нагнетатель­ ной магистрали. Гидравлическая передача с дросселем на входе (рис. 12,а) отличается тем, что рабочая жидкость из бака насо­ сом 1 нагнетается через дроссель 2 и распределительное устрой­ ство 3 к силовому цилиндру 4. Перед дросселем установлен предо­ хранительный клапан 5, поддерживающий постоянное давление рь

устанавливаемое с учетом максимальной нагрузки на выходе гид­ равлической передачи. Предохранительный клапан при этом вы­ полняет роль переливного клапана, так как часть рабочей жидко­ сти сливается в бак, минуя силовой цилиндр. Количество рабочей, жидкости, нагнетаемой в силовой цилиндр, равно расходу дрос­ селя, причем этот расход зависит от перепада давления и величины проходного сечения дросселя. Поэтому скорость поршня

v	0 ^	_____О д р	■Ч/др^др	(82>
	ГГ	ГГ	И д р к
где Fn и / др — соответственно площадь поршня и дросселя,
£/Др — параметр		регулирования дросселя,
Д/?др — перепад давления			в дросселе, Д/?др = р 1— р 2.
Давление перед входом в дроссель р г определяется настройкой
предохранительного клапана и в процессе работы				гидропередачи

остается практически неизменным. Давление за дросселем р2 зави­ сит от нагрузки Р, приложенной к штоку поршня, и сопротивления

гидромагистралей. Тогда

.	Р
Д Д ф - Л -	— .
а скорость поршня	* п

1	/	р~	(83)
® = р	Л /Лр и >р1 / P i	—— .
‘ П	г	* П

С увеличением силы сопротивления Р возрастает давление р2г

уменьшается перепад давлений в дросселе, приводящий к умень­ шению скорости перемещения поршня. Если сила сопротивления уменьшается, то скорость перемещения поршня увеличивается, так. как давление за дросселем уменьшается, перепад давлений и рас­ ход рабочей жидкости через дроссель увеличивается. Следова­ тельно, в гидравлической передаче с дросселем на входе скорость

38

Рис. 12. Схемы гидравлических передач с дроссельным регу­ лированием: 1 — насос, 2 — дроссель, 3 — распределитель.

4 — силовой цилиндр, 5 — предохранительный клапан.