Файл: Стесин С.П. Гидродинамические передачи учебник.pdf

Скачать файл
Заказать решение

ВУЗ: Не указан

Категория: Не указан

Дисциплина: Не указана

Добавлен: 10.04.2024

Просмотров: 283

Скачиваний: 1

ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.

увеличивается угол ß H 2 (рис. 95, а), расход возрастает медленно, а коэффициент сопротивления колес к убывает более интенсивно. В связи с этим произведение KQ2 убывает, а к. п. д. возрастает.

При увеличении угла ß P 2 (рис. 95, б) расход увеличивается более интенсивно по сравнению с уменьшением коэффициента сопроти­

вления

колес, и произведение KQ2 увеличивается,

поэтому к. п. д.

уменьшается.

 

 

ß

 

 

 

При изменении угла выхода из турбины

T 2

(рис. 95, в) для

малых

углов

ß T 2

= 8-т-10° коэффициент

сопротивления

колес

резко падает,

что приводит к увеличению к. п. д. при минималь­

ном значении KQ2, НО С увеличением угла

ß T

2

произведение KQ2

возрастает и

к. п. д.

уменьшается.

 

углов ß H 2

и ß P 2

Из

рис. 95 видно

также, что с увеличением

передаточное отношение і* увеличивается, а при увеличении

угла

ßX 2 — оно уменьшается. Причем более интенсивное увеличение і*

происходит при увеличении угла

ß H 2 , так

как при этом увеличи­

вается скорость сиН2,

что при сохранении

прежней

окружной

скорости турбины иТ1

приводит

к удару в

рабочую

сторону ло­

паток турбины. Потери на входе в турбину возрастают, и поэтому передаточное отношение і* должно сдвинуться в сторону боль­ ших і по характеристике гидротрансформатора. При возрастании угла ß P 2 вследствие значительного возрастания расхода на входе в турбину будет иметь место удар в тыльную сторону лопатки. Для уменьшения потерь і* должно было бы уменьшиться, но на входе в реактор происходит удар в вогнутую сторону лопатки, и для уменьшения этих потерь t* должно было бы возрасти.

Поэтому і*

при увеличении ß P 2 незначительно возрастает. При

увеличении

ß T 2 і* уменьшается, так как минимум потерь, пропор­

циональных

Q2 , лежит обычно при больших і*.

На рис. 96 показана номограмма изменения оптимальных пара­ метров внешней характеристики гидротрансформатора У358011А

при

изменении

углов

ß H 2 * ,

- ß p 2 >

а

также

при ß T 2

= const.

На номограмме в координатах ßm и

ß p 2

нанесены

 

кривые К%,

і*,

т)* = const.

Известная

совокупность

указанных

 

параметров

позволяет для заданного двигателя

с достаточной

точностью вы­

брать гидротрансформатор с требуемой характеристикой.

При­

чем для каждого двигателя

(рис. 96) может быть только

одно оп­

тимальное

решение.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Из рис. 95 и 96 видно,

что наиболее

целесообразно

(с точки

зрения

к. п. д.) увеличивать

энергоемкость

гидротрансформатора

за счет

увеличения угла

ß H

2 ,

а

уменьшать — за счет уменьше­

ния

углов

ß P 2

и

ß T

2 .

Но с

увеличением

угла

ß P

2

энергоемкость

увеличивается

быстрее,

чем при увеличении

угла

ß

H 2

; в

т о же

время

передаточное

отношение

і*

 

увеличивается

интенсивнее

с увеличением угла

ß

H 2

, что приводит к увеличению к. п. д. при і,

близких к

1, и" к

уменьшению

к. п. д. — при і,

близких к 0,5,

что

отрицательно

сказывается

на

работе

гидротрансформатора

в приводе машины. В связи с этим

целесообразно, оставляя

угол

I I *

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

163

 

выхода из турбины ß X 2 постоянным и равным 16—25° (большие значения угла ß T 2 рекомендуются для центростремительной тур­ бины), изменять энергоемкость гидротрансформатора совместным

изменением углов

ß H 2

и ß P 2 . При

этом угол выхода из насоса

»

1

\

р

\

 

\

<^> \ <^

 

 

 

V

N

V - S - oß>

 

 

 

 

V

 

 

 

 

0,890

>

20 JO 40 50 60 70 80 90 ß"H2

Рис. 96. Номограмма изменения параметров гидротранс­

форматора

при ß 2 = van

изменение к. п. д.;

изменение коэффициента

мощности; — •— изменение оптимального передаточного отно­ шения

целесообразно выбирать в пределах 40—75°, а угол выхода из реактора — в пределах 30—60°. При этом энергоемкость гидро­ трансформаторов может быть изменена в « Л , 8 раза без существен­

 

 

 

ных изменений

параметров его

 

 

Таблица 5

внешней

характеристики

(і*,

Параметры

гидротрансформатора

Т)*> Ко и

Щ-

 

 

 

 

 

 

Л М > = ° " " "

 

 

Однако

известно,

что при

Значения

Значения

ті* при

изменении

углов

выхода

из

колес желательно изменять так­

 

 

ßp 2

 

 

же

соответствующие

углы

вхо­

в градусах

87°

79"

 

да

в последующее

колесо для

 

 

 

44

0,85

0,86

уменьшения

потерь,

связанных

с углом

атаки

на данном ре­

50

0,83

0,846

жиме работы. Теоретические и

60

0,80

0,82

экспериментальные

исследова­

 

 

 

 

 

 

ния

[23] показали,

что в пер­

вую очередь требуется согласовать углы выхода из реактора и входа в насос ß H l . Это сделать возможно, так как реактор непо­ движен, а для большинства гидротрансформаторов пг = const. Экспериментальные исследования позволили для гидротрансфор­ матора типа У358011А рекомендовать следующее соотношение:

164

В табл. 5 приведены экспериментальные данные об изменении максимального к. п. д. гидротрансформатора типа У358011А при различных углах ß H i .

Влияние и выбор числа лопаток рабочих колес в гидротрансфор­ маторах. Рассмотрим влияние числа лопаток рабочих колес, их шага, формы меридионального сечения и расчетных радиусов на параметры гидротрансформаторов. В качестве объекта исследо­ ваний выберем гидротрансформаторы с осевой и центростреми­ тельной турбинами.

Меридиональная составляющая абсолютной скорости в гидро­ трансформаторе должна оставаться постоянной при переходе ра­ бочей жидкости из одного рабочего колеса в другое. Для этого

необходимо, чтобы

коэффициент стеснения

потока

X ,

= 1 zidi sin ßj = 1

 

6/

ti

sin ßt-

имел при выходе из предыдущего колеса и при входе в последующее одно и то же значение. Руководствуясь значением коэффициента х,- для размещения рабочих колес в гидротрансформаторах (см. рис. 76, б), можно записать:

 

г

6 H 2 d T l S i " ß T l

 

 

Н

Ô T l d H 2 S l n

ß H 2

 

 

 

ô T 2 d p i l

sin

ß p u

 

Z p l

Z r

àn„d^

sin ß,

T2

 

 

 

"PII T2

 

 

(109)

 

 

 

 

 

 

z

г РІІ

P I

z

P " 0

и для гидротрансформатора,

6 P I 2 r f P I I l S l n ß p l l l ,

б Р І і Л і 2 S i n

ßpi2

'

Ô P I I 2 d H l S l n

ß H l

 

н А і І 2 5 І П

PpiM

 

показанного

на рис. 76, а,

г

6H 2 rfT 1 sin

ß T 1

 

 

 

Ô T l d H 2 S i n

ß H 2

 

 

z

ô T 2 d p i sin

ß p

i

(110)

 

T 0 p A 2 S i n ß T 2

 

 

 

ô p 2 r f H l sin

ß H

l

 

 

ô H l d P 2 S i n

Pp2

 

 

где

z — число

лопаток;

 

d1

и d2— диаметры входной

и выходной кромок;

 

ß — угол

наклона кромки лопатки;

 

і — любой

возможный

индекс рабочего колеса.

165

Использовать системы

уравнений

(109) и (ПО) полностью не­

возможно, так как решения должны

быть дискретны

(z — целые

числа), а значения z должны лежать

в определенных пределах.

Для

каждого рабочего

колеса, особенно для насоса,

увеличе­

ние zH

при заданном размере канала

и толщине лопаток

умень­

шает

площадь проходного

сечения

и

гидравлический

радиус

(увеличивает потери), но до

определенного предела

увеличивает

энергоемкость, в том числе за счет увеличения значения

коэффи­

циента отклонения потока ВН­

 

 

 

 

Е С Л И

ЧИСЛО лопаток zH

будет больше допустимого,

произойдет

заметное

падение к. п. д.

Расчет числа

лопаток в связи

с этим

начинают с выбора zH , а

остальные

числа лопаток

определяют

при помощи первых уравнений систем (109) и (ПО). При таком

способе

расчета

трудно добиться

совпадения

значений

х Т 2 =

= х Р І 1

для

гидротрансформаторов,

показанных на рис. 76, б,

или

=

х щ

Д л я гидротрансформаторов,

показанных

на

рис. 76, а. Это заставляет несколько изменить

ширину выходной

кромки лопасти реактора или ширину входной кромки лопасти насоса.

Значения zH , zT , zP 1

и z p l ! , принимаемые для

гидротрансфор­

маторов (см. рис. 76, а,

б), приведены в табл. 6. Для гидротранс­

форматоров с низкими

преобразующими

свойствами

при коэф­

фициенте

трансформации

на стоповом

режиме

/С0 <

3

приме­

нение системы уравнений (109) дает zH

>• zT >

zP I

>

z P U . Это

вынуждает выбирать большие значения zH , чтобы число

лопаток

реактора второй ступени не оказывалось чрезмерно малым.

При

/ С 0 І > 3 , когда

zH

<С г т <С zP I

<

zP I I ,

значение

zH вы­

бирается

меньшим. При больших значениях

К0

коэффициенты

* Н 2 и Х Т 2

меньше, а поэтому число лопаток г н

и г т

уменьшается.

Когда

%рі2 и Хрл2 увеличиваются,

число

лопаток

zP j

и z p i I

также возрастает. Кроме этого при прочих равных условиях боль­ шие значения z выбирают при больших d и меньших о, имея в виду, что в этом случае коэффициенты х также будут больше.

С увеличением числа лопаток zH энергоемкость гидротранс­ форматора возрастает главным образом за счет повышения на­

пора # н ,

создаваемого

насосом

в

рабочей полости,

поскольку

увеличение zH до определенных

пределов

практически

не меняет

расход Q =

const, а влияние конечного числа лопаток существенно

только для этого колеса. Аналитическую

зависимость

между

zH

и fAH можно получить, обращаясь

к известному

коэффициенту

р

в виде дробно-линейной

подстановки:

 

 

 

 

 

1 4 1

l

+ P

HtHœ

ZH +

A

 

 

 

По К. Пфлейдереру

 

[10]

 

 

 

 

 

 

 

0,15(1 + s i n

ß H 2 ) d H 2

1,2(1

+ s i n ß H a )

( 1 1 2 )

 

 

 

 

S Z H

 

~

* H ( l - o » )

'

 

 

166

поскольку

 

 

 

 

s =

Н2

1

IM!

 

=

- £ • ( 1

- о 2 ) .

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

d H2

 

 

 

 

 

 

Подставляя

уравнение (112) в

уравнение

(111), получим

 

 

 

 

 

А = 1.2 1 +

sin ß H

2

 

 

(112а)

 

 

 

 

 

 

 

 

1 — о 3

 

 

 

 

Пользуясь уравнением Эйлера

для записи напоров Нт и Htr,

получим

уравнение

гидравлического

к. п. д.

гидротрансформа­

тора

в виде

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

u n d 2

— Lu

d2

I «о I

p H"H2

,

"та

 

Чг =

я

. Н # Н Ш

' Ш

Т 2 +

2 Q ( ffttg

ß H 2

+

^

tg ß T 2

(113)

 

 

 

 

 

HHrf''H2

 

 

"p2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

F H 2

ß H 2

f

P2 tg ß p 2

 

 

 

 

 

Параметры

гидротрансформаторов

Таблица 6

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Литые рабочие колеса

Лопасти,

штампованные

 

Участки меридионального

 

6[ =0,002 -г- 0,003 м

из листовой стали,

 

 

о,. = 0,0008 -і- 0,0012 м

 

сечения рабочей полости

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Ч

 

Насос:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

входной

участок

 

 

14—25

0,86—0,92

25—38

0,87—0,94

 

выходной

участок

 

 

 

0,93—0,97

 

 

Турбина:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

входной

участок

 

 

15—25

0,93—0,96

23—25

0,96—0,98

 

выходной

участок

 

 

 

0,81—0,87

 

0,84—0,90

Реактор

первой

ступени:

 

 

 

 

 

 

—

—

 

входной

участок

 

 

14—37

0,81—0,87

 

выходной

участок

 

 

 

0,83—0,88

 

 

Реактор

второй

ступени:

 

 

 

 

 

 

—

—

 

входной

участок

 

 

13—31

 

0,8—0,88

 

выходной

участок

 

 

 

0,81—0,87

 

 

Считая, что при изменении zH меняются только FH2 и \ін, можно получить зависимость т)г = / (zH ). Зависимость площади проходного сечения от числа лопаток г н можно получить подста­ новкой выражения для к в соотношение

FH2 = ndmbmnm

= B — CzH,

(114)

где

 

 

В =

Л^Н2^Н2»

 

С _^ Ь Н 2 6 Н 2

 

sin ß H 2 '

167

Смотрите также файлы