ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 10.04.2024
Просмотров: 267
Скачиваний: 1
г Д е 'max 75 и Іт1а 7 5 — соответственно |
максимальное и |
мини |
мальное передаточное отношение, при котором т) = 75%. |
|
|
Потребители гидротрансформаторов часто обусловливают коэф |
||
фициент прозрачности Я и коэффициент |
трансформации |
К0 на |
П0 i ^ - Ä ? |
- ^ Ш |
|
Рис. 76. Схемы меридиональных сечений гидротрансформаторов:
а — с осевой турбиной; б — с центростремительной турбиной и двумя реакторами; в — с центробежной турбиной; г — с центростремительной турбиной и одним реактором
стоповом режиме. При работе на кранах и судовых установках оговаривается вид характеристики в зоне противовращения, а на транспортных машинах — в зоне обгонных режимов.
Выбор рабочей полости. Исходя из предъявленных требова ний, выбирают меридиональное сечение рабочей полости на основе имеющихся образцов. Наиболее распространенные их формы пока заны на рис. 76.
121
Если по заданию необходимо иметь і* = 0 , 5 ^ 0,8, то выбирают одноступенчатый гидротрансформатор; если t* — 0,2-^- 0,3, то двухступенчатый; при меньших і* — трехступенчатый.
При выборе принципиально новой формы рабочей полости ее необходимо довести до требуемых показателей экспериментально. При выборе формы из имеющихся образцов при прочих равных условиях надо стремиться к увеличению диаметра Д, и уменьше- н и ю о 0 , так как в этом случае будет более широкий рабочий диа пазон. Ширина проточной части может быть предварительно определена из условия [ 1 0 ]
ст = ( 0 , 1 4 * 0,25) wm a x .
Выбор напора Я и расхода Q для расчета лопастных систем. Напор Я и расход Q гидротрансформатора определяются при рас чете по заданной мощности УѴДВ. Соотношение между напором и мощностью может быть получено из формулы для коэффициента
быстроходности ns [см. формулу |
( 5 2 ) ] . |
|
|
|
||||
Мощность насоса NH получаем с учетом мощности УѴДВ |
и затрат |
|||||||
мощности |
на вспомогательные |
нужды |
ІѴВ С П . При этом, |
если iVB l .n |
||||
не задано, его принимают в пределах І Ѵ В С П = ( 8 1 0 % ) |
NKB. |
Коэф |
||||||
фициент быстроходности насоса при высоком |
к. п. д. гидротранс |
|||||||
форматора на основе существующих передач |
и опытных |
данных |
||||||
может быть определен |
по формуле [ 1 0 ] |
|
|
|
||||
|
і „ |
1.87 |
|
|
|
|
||
|
|
5 |
|
|
|
|
|
|
|
|
Vi |
+ i g i * |
|
|
|
|
|
где а — поправка, |
зависящая |
от расположения колес и пере |
||||||
даточного |
отношения, |
обычно |
а = 0 , 0 2 * 0 , 4 . |
Причем большие |
||||
значения |
а соответствуют многоступенчатым |
гидротрансформато |
||||||
рам и меньшим передаточным отношениям і*. |
|
|
|
|||||
При известном значении напора Нт |
определяется |
расход |
||||||
|
|
О = |
|
У . |
|
|
|
|
Зависимость напора от расхода насоса приведена на рис. 68, а. Момент насоса также является функцией расхода [см. формулу ( 8 7 ) ] . Исходя из формулы (87) для случая, когда перед насосом расположен реактор, следует, что вид характеристики Ми = f (Q) определяется знаком величины, стоящей в скобках:
|
c t g ß P 2 |
|
ctg ß H 2 |
|
|
|
|
р |
'Р2 |
р |
—'Н2гi- |
|
|
|
Р2 |
|
Г Н 2 |
|
|
|
Если принять допущение, что FPi |
= FH2 |
= F (что справедливо |
||||
для |
большинства гидротрансформаторов), |
то зависимость |
М н = |
|||
= / (Q) будет определяться |
углом поворота лопаток |
насоса |
||||
(рис. |
77) . |
|
|
|
|
|
122
Продифференцируем выражение (87) для Мн по Q:
dMH |
Р ©нГш + |
2 - i - ( c t g ß P ^ P 2 - c t g ß H 2 r |
H 2 ) |
|
~d~Q = |
|
|||
Обозначим |
(ctg &F2rP2 |
— ctg Рнг^нг) = Ц- В |
случае, |
если |
О, то оѴИн |
с увеличением Q всегда больше нуля. |
Если |
<? < О, |
то момент насоса при Q
вательно, до этого расхода
2q dMH
dQ
будет иметь максимум; следо-
> 0 , |
данном расходе |
dQ |
О и при большем расходе |
dMH |
< 0. |
dQ |
Вгидротрансформаторах зависи-
мость Q = f |
(i) |
может |
иметь |
различ- |
ный характер |
(см. рис. |
72). В |
гидро |
|
трансформаторе |
с высокими экономиче |
скими качествами с ростом і расход Q уменьшается. В связи с этим гидро трансформатор с радиальными и загну тыми вперед лопатками будет иметь всегда прямую прозрачность, так как
> 0. Гидротрансформаторы с ло патками, загнутыми назад, могут иметь любую прозрачность в зависимости от
Рис. 77. Зависимость Мц — = f (Q):
;/ — при <7 > 0; 2 — при g — 0;
3 — при q < 0
знака |
первой |
|
„ |
dMu |
dM» |
> 0 — п р я м а я |
про- |
производной |
d Q" :. „приr „ |
d Q |
|||||
зрачность; при |
dMH = |
0 |
характеристика |
непрозрачная; |
при |
||
dQ < |
0 — обратная |
прозрачность. |
|
|
|
||
Коэффициент мощности |
характеризует |
гидротрансформатор |
по энергоемкости и, следовательно, позволяет сравнить гидро трансформаторы по габаритным размерам и массе при прочих рав ных условиях. Чем больше коэффициент мощности, тем большую мощность может передать гидротрансформатор при тех же разме рах. Существуют два коэффициента мощности: %N — характери зует весь гидротрансформатор и отнесен к его активному диаметру;
— характеризует насос и отнесен к его диаметру выхода. Коэффициент /Сдг интересует потребителя, a Ѵ н — проектиров щика гидротрансформатора.
Как видно из рис. 77, с ростом энергоемкости насоса угол ло патки на выходе увеличивается. Одновременно увеличивается на пор насоса (см. рис. 68).
В общем случае напор насоса зависит от коэффициента мощ ности А,дгн и коэффициента быстроходности щ. Эту зависимость
123
можно получить из уравнений для коэффициента мощности и бы строходности.
Угол поворота лопатки на выходе из насоса ß H 2 = 35+- 90° и определяется соотношением коэффициентов мощности и быстро ходности [101:
f- = 0,00025 -г- 0,0008.
Большим расчетным значениям і* соответствуют большие значе ния — и Рн2 - Для гидротрансформаторов коэффициент XN =
-1,2,^4,4, a KNH = 2-5-11.
Гидротрансформаторы |
с XNH |
= 2,2 н- 4 проектируются для |
|||
передаточных |
отношений/* = |
0,6-^0,8 и имеют малые значения |
|||
коэффициента |
быстроходности |
ns |
— 80 |
100 и центростремитель |
|
ную турбину. |
|
с XNH |
|
проектируются для і* = |
|
Гидротрансформаторы |
= 11 |
= 0,2^-0,45 и имеют ns = 250 и центробежную или двух-, трехсту пенчатую турбину. При заданном коэффициенте мощности XN можно определить активный диаметр гидротрансформатора
Для уменьшения габаритных размеров привода выбирают боль шие значения XN. Однако при больших значениях XN, как показы вают исследования [24], имеет место уменьшение к. п. д. гидро трансформатора, что связано с чрезмерной нагрузкой лопастной системы, отрывом потока от лопаток и интенсивным вихреобразованием.
Выбор числа рабочих колес и их взаимного расположения в рабочей полости. В гидротрансформаторах насос один, а турбин и реакторов может быть несколько. Количество турбин опреде ляется их коэффициентом быстроходности nsT. Если принять зна чения напоров и расходов на колесах одинаковыми (с точностью до к. п. д.), то n s T будет меньше ns за счет того, что частота вращения турбины на режиме максимального к. п. д. меньше. Можно счи
тать, |
что n s T = |
nsi*. |
|
|
|
|
||
С уменьшением отношения і*, необходимого потребителю, |
||||||||
коэффициент |
nsT |
уменьшается. Это происходит |
при том же рас |
|||||
ходе за счет |
увеличения напора Нп. |
Увеличение напора |
ведет |
|||||
к увеличению нагрузки на отдельные |
лопатки турбины. Их при |
|||||||
ходится |
выполнять |
очень изогнутыми, профилированными, что |
||||||
ведет |
к |
увеличению |
диффузорности |
каналов, |
а следовательно, |
|||
и к |
увеличению |
потерь. Для получения более |
высоких |
эконо |
||||
мических |
показателей турбину выполняют из двух-трех ступеней, |
уменьшая таким образом напор на каждой ступени. Поэтому можно рекомендовать при і* < 0,4 выбирать число турбин больше
124
одной. Количество реакторов выбирается в зависимости от числа турбин. В одноступенчатых гидротрансформаторах чаще всего имеется один реактор. При прямоугольной форме рабочей полости с центробежной турбиной, как правило, устанавливают два реак тора. В многоступенчатых гидротрансформаторах число реакторов
равно числу ступеней или меньше его на одно |
колесо. Реакторы |
|
устанавливаются |
после каждой ступени турбины. Насос у гидро |
|
трансформаторов |
обычно центробежный (ns ^ |
300 об/мин). |
В последние |
годы в качестве насосов применялись и всесто |
ронне исследовались осевые и диагональные насосы. При этом они были установлены в гидротрансформаторах с і* = 0,1-г 0,2, где было несколько турбин [5]. Исследования показали, что одновре менно с увеличением энергоемкости данного гидротрансформатора несколько снижаются его энергетические показатели, так как рост энергоемкости в основном происходит в результате увеличения расхода Q [5]. Турбины могут быть центробежными, осевыми, центростремительными, что существенно влияет на характер зави симости Q = / (і) и внешнюю характеристику гидротрансформатора.
Как было указано выше, могут быть получены гидротрансфор маторы прямого и обратного хода при любой последовательности колес: насос—турбина—реактор или насос—реактор—турбина. Однако для получения высоких экономических показателей реко мендуется последовательность колес: насос—турбина—реактор для гидротрансформаторов прямого хода и насос—реактор—тур бина для трансформаторов обратного хода. В этом случае реактор обеспечивает поворот потока и изменение знака циркуляции при обратном ходе. Как правило, гидротрансформаторы обратного хода выполняются с двумя реакторами — после насоса и после турбины перед насосом.
Расчет лопастных систем гидротрансформатора. К расчету лопастных систем гидротрансформатора приступают после выбора меридионального сечения, числа колес и их взаимного расположе ния, а также после расчета напора и расхода. Ведется расчет ло пастных систем методом последовательных приближений. В коле
сах гидротрансформатора рассчитывают радиусы г л и г2 |
на |
входе |
и выходе из колес, углы ßj и ß 2 , ширину каналов Ьг и Ь2 |
и |
числа |
лопаток z. Расчет ведется для всех колес по средней линии тока. При этом принимаются допущения, описанные выше (см. гл. I , § 3).
Расчет насоса. Рассмотрим параметры насоса на выходе. Задаемся углом лопатки на выходе. На основании опытных данных рекомендуется ß H 2 = 35 90°. При большей энергоемкости, т. е. большем коэффициенте мощности, выбирают большие значения
углов ß H 2 , |
которые |
соответствуют |
і* = 0,7-f- 0,8, |
а меньшие |
соот |
||
ветствуют |
I * |
«s; 0,4. |
Затем |
строят |
треугольник |
скоростей, |
в ко |
тором: |
|
|
|
|
|
|
|
окружная |
скорость |
|
|
|
|
||
|
|
|
" т а |
— с о н г Н 2 = |
~зо~ гт'< |
|
|
125
|
меридиональная скорость без учета стеснения |
|||||||
|
Величина Ьцг |
определяется |
из условия |
|||||
|
|
|
Стто |
= |
(0,14-5-0,25) и И і . |
|||
|
Число лопаток |
определяется |
из условия |
|||||
|
|
|
1тН |
— 115 |
2 = Z H 'mH |
|||
|
|
|
*Н2 |
|
|
|
|
2 Я Г Н 2 |
где |
/ т н — длина средней |
линии тока в меридиональном сечении |
||||||
|
tH2 |
насоса; |
|
|
|
|
|
|
|
— шаг лопаток на выходе. |
|
||||||
|
Толщина лопатки выбирается из прочностных и технологиче |
|||||||
ских соображений. Штампованные лопатки имеют толщину ô H = |
||||||||
= |
0,7-5- 1,0 мм, а литые б н |
= 2-5- 6 мм. |
||||||
|
Коэффициент стеснения |
|
потока |
лопатками |
||||
|
|
|
х |
. |
! |
_ |
Ô H 2 _ |
|
|
|
|
Х Н 2 — 1 |
|
' H 2 S i n ß H 2 |
|||
|
|
|
|
|
|
|
||
|
Меридиональная составляющая |
скорости с учетом стеснения |
||||||
потока |
лопатками |
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
„ |
_ |
C mH20 |
|
|
|
|
|
|
WnH2 — ~ |
• |
||
|
|
|
|
|
|
|
|
К Н 2 |
|
Окружная составляющая абсолютной скорости без учета откло |
|||||||
нения |
потока |
|
|
|
|
|
|
CuH2oo = "Н2 — Cm H2 Ctg ßflß.
Относительная скорость без учета отклонения
... |
С т Н 2 |
ЭДН2со |
= sin ß m |
Угол наклона потока с учетом отклонения от лопатки и стесне
ния
"на си нг
Окружная составляющая с учетом отклонения потока лопат ками
Си\і2 ~ И ' Н ^ и Н г о з,
где fin — коэффициент, определяемый по формуле (18). Рассмотрим параметры насоса на входе:
окружная скорость
"нх = «н^ніі
126