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

coca. Величина утечек в лопастной системе определяется объем­ ным к. п. д.

В гидродинамических передачах энергия утечек частично ис­ пользуется, поэтому формула (40) дает заниженное значение к. п. д. ц0. А. Я- Кочкарев предлагает к. п. д. т]0 определять по формуле [ 1 0 ]

Из этой формулы видно, что при і > 0, когда диски насоса и турбины вращаются в одну сторону, к. п. д. т]0 увеличивается по сравнению с тем, когда один из дисков неподвижен. При і < 0 объемный к. п. д. уменьшается по сравнению с тем, когда один диск неподвижен. Для определения объемного к. п. д. т)0 необ­ ходимо знать величину утечек AQ. Расчет утечек AQ в общем случае производится в зависимости от длины участков и их кон­ структивного оформления.

Так, для кольцевых щелевых уплотнений величина объемных утечек может быть получена по формуле

к трансмиссии через гидродинамическую передачу часть энергии

23

§ 6. ЗАКОНЫ ПОДОБИЯ

Для обобщения и анализа опытных исследований при создании и доводке гидродинамических передач пользуются общей теорией подобия, которая предполагает:

а) геометрическое подобие линейных размеров, шероховатостей натуры и модели и равенство сходственных углов установки вход­ ных и выходных элементов лопаток;

б) кинематическое подобие, т. е. пропорциональность и оди­ наковое направление скоростей в сходственных точках потока жидкости для натуры и модели;

в) динамическое подобие, т. е. пропорциональность сил, дей­ ствующих на сходственные элементы натуры и модели.

Для соблюдения геометрического подобия необходимо, чтобы при изменении некоторого характерного линейного размера все размеры изменились во столько же раз. В качестве характерного линейного размера в гидродинамических передачах чаще всего выбирают максимальный диаметр рабочей полости Da или, как принято его называть, активный диаметр. При определении но­ вых геометрических размеров трудно соблюсти пропорциональ­ ность выступов шероховатостей натуры и модели, а также соот­ ношение зазоров уплотнений. Как правило, в этих случаях про­ порциональность нарушается. Но если абсолютные размеры на­ туры больше размеров модели, то такое нарушение, как правило, приводит к улучшению характеристик, так как в этом случае удается уменьшить относительные величины шероховатостей и зазоров в уплотнениях, а следовательно, уменьшить потери и утечки.

Кинематическое подобие обеспечивается при подобии треуголь­ ников скоростей в сходственных точках. Рассматривая модель M и натуру Я , можем написать

Из теории лопастных машин известны соотношения для пере­ счета расхода Q и напора Я модели на расход и напор натуры при изменении частоты вращения со и диаметра D [13]:

Основными силами, действующими в потоке жидкости гидро­ динамических передач, являются силы вязкости и инерции, по­ этому основной критерий подобия — число Рейнольдса, представ-

25

ляющее собой отношение сил инерции к силам вязкости в данной точке. Для соблюдения подобия необходимо, чтобы

ReH = ReM

или

Если течение жидкости в каналах передачи происходит в об­ ласти, автомодельности, где гидравлические потери определяются не числом Re, а относительной шероховатостью, то для полного подобия достаточно соблюдения условий геометрического и кине­ матического подобия.

вобласти автомодельности.

Всоответствии с формулой (3) запишем

M ~ pQcuR

или

(47)

Мощность N ~ « M , т. е.

нP H W H D H

Как правило, гидродинамические передачи работают в области автомодельности и формулы (47) и (48) справедливы для пересчета.

Из уравнения (47) имеем

где Ядгг — коэффициент гидравлической мощности.

26

Использование коэффициентов момента и мощности позволяет сравнивать между собой различные гидродинамические передачи по конструктивным, энергетическим и силовым показателям.

Коэффициентом быстроходности насоса гидропередачи ns назо­ вем частоту вращения насоса такой эталонной гидродинамической передачи, которая будучи геометрически подобна данной и имея те же гидравлический и объемный к. п. д., располагает на­ пором Hts — 1 м и полезной мощностью Ns = 1 вт.

Расход такой передачи определим по формуле

где ps — плотность рабочей жидкости в эталонной гидропередаче. Выражение для коэффициента ns через подачу Q найдем, решив совместно уравнения (45) и (46), заменив со на п, а также принимая

ЛоН = Лов и Лгн = Лг."-

П>= П Ѵ ж ' 1 ? й

Подставив значение Qs, имеем

Часто при расчете гидродинамических передач пользуются выражением для нахождения ns через мощность (в соответствии с определением). Поставив в уравнение (51) выражение для Q =

= " i Ä " ' П 0 Л У Ч В М

Такой вид формулы позволяет по заданной при проектировании мощности N определить величину Н. Коэффициент ns выбирается на основании имеющихся опытных данных.

27

Гидромуфты могут быть как с тором, так и без него, а также различаться формами лопаток колес. Конструктивная схема гидро­ муфт без тора показана на рис. 14, а и е. На рис. 15 показаны ра­ бочие колеса гидромуфт с тором и без тора.

Насос и турбина в указанных конструкциях гидромуфт чаще всего выполнены симметричными. Но в настоящее время большое распространение получили гидромуфты с несимметричными ра­ бочими колесами, конструкция и принцип действия которых будут рассмотрены дальше.

§ 8. ОСОБЕННОСТИ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА

ИБАЛАНС ЭНЕРГИИ

Вкачестве объекта для изучения рабочего процесса гидромуфты выберем простейший ее тип (рис. 16) и воспользуемся струйной тео­ рией. Расчетные радиусы (см. рис. 16, а) относим к средней линии тока (средней струйке). Изобразим насосную и турбинную ре­ шетки на плоскости и построим треугольники скоростей для движения рабочей жидкости на входе и выходе (рис. 16, б).

Средняя струаШ

а)

Рис. 16. Расчетная схема и треугольники скоростей в гидромуфте

Для рассматриваемой гидромуфты имеет место равенство углов

29