Используя это выражение, |
определяем |
составляющую |
РтрХ |
(см. рис. 174, кривая 2) для |
всех |
|
/. |
|
|
|
|
|
|
|
в) |
Определяем осевую |
|
силу |
Ртр |
|
2 |
в |
торцевом |
зазоре |
между |
насосом и |
турбиной (см. |
|
рис. 173, |
б): |
|
|
|
|
|
|
|
|
Рнар2 |
= |
РёЛ |
„ |
|
|
(1 + |
О2 |
4 |
|
|
|
|
{RÏ-RT^ (RÏ—RÏ), |
|
где |
|
Я'н — статический |
напор |
за |
|
насосом |
по |
внутреннему |
|
|
|
|
тору; |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
RI |
и |
R'i — соответственно |
максимальный |
и |
|
минимальный |
|
|
|
|
радиусы |
поверхности |
внутреннего |
|
тора. |
|
Зависимость |
Ртр |
2 |
= |
f |
(і) показана на рис. 174, кривая 3. |
г) Определяем |
осевую |
силу, |
действующую |
на |
внутреннюю |
неуравновешенную |
площадь |
|
на |
выходе из насоса: |
|
Рв« |
2 = р Н р [Ян (2R2' |
- |
|
RR" |
- R2") + |
Я'н ( i f |
- f |
|
RR-2R1")}. |
Зависимость |
Рш |
2 |
— f |
(0 |
|
показана |
на рис. 174, кривая 4. |
д) Определяем |
осевую |
силу, |
действующую |
на |
внутреннюю |
неуравновешенную площадь на входе в насос: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Лзнз = |
|
HCT.Bpgn |
|
(Ri" — |
Ri'), |
|
|
|
|
где Я с |
т , н = Я'н = |
Ян — статический |
|
напор на |
входе в |
насос. |
Зависимость |
РВІі3 |
= |
/ |
(/) |
|
показана |
на рис. 174, кривая 5. |
Суммарная |
осевая |
сила |
на |
насосе |
|
подсчитывается как алге |
браическая сумма составляющих осевых сил, действующих на
отдельные |
участки |
колеса: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
і=п |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
H = |
S ^ і Н |
= |
^нарі |
^нар2 |
|
^ в н і |
^внг |
-^внЗ- |
|
|
|
|
|
(=1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Зависимость |
P s |
H |
— / (0 |
показана |
на |
рис. |
174, |
кривая |
6. |
2. Осевые |
силы |
на |
турбине (см. рис. |
175). |
|
|
|
|
а) Определяем осевую силу, Ртр3 |
в |
боковой |
полости |
/ между |
турбиной |
и |
реактором. |
|
|
|
|
|
|
|
|
Так как |
реактор |
неподвижен, |
жидкость в |
полости |
/ |
будет |
вращаться |
с |
угловой |
|
скоростью |
|
|
|
|
|
|
|
<ЙТ СОцІ
йж ~ 2Л8 ~~ 2Л8*
По аналогии с выражением осевой силы насоса выражение для определения осевой силы, действующей в полости между турбиной и реактором, имеет вид
где R2 и Rx — соответственно максимальный и минимальный радиусы турбинного диска в боковой полости.
Зависимость |
Ртр3 |
= |
/ |
(і) |
показана |
на |
рис. |
175, |
кривая |
/ . |
б) Определяем осевую силу в полости внутреннего тора между |
реактором |
и турбиной |
Ртрі |
по |
уравнению |
(154, |
а), |
заменив |
в нем Я т |
статическим |
напором |
за |
турбиной |
у тора |
Я ' т . |
|
|
Зависимость |
Р н а р 4 |
= |
/ |
(і) |
показана |
на |
рис. |
175, |
кривая |
2. |
в) Определяем осевую |
силу |
от |
давления поперек потока за |
|
|
р-ю-'н |
|
|
|
|
турбиной |
Рші |
|
(аналогично |
на |
|
|
|
|
|
|
сосу). |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
400- |
|
|
|
|
|
|
|
Рші |
|
= |
/ (і) |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Зависимость |
|
по |
|
|
|
|
|
|
|
казана на рис. 175, кривая 3. |
|
|
|
|
|
|
|
|
Определяем |
суммарную осе |
|
|
|
|
|
|
|
вую силу |
на |
турбине |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2Т: |
= £ Л - т |
|
пн2 |
|
нар2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1=1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
нарЗ ' |
вн4 |
|
иарі ' |
нарі- |
|
|
|
|
|
|
|
|
Зависимость Ръ т = / (0 по |
|
|
|
|
|
|
|
казана |
на |
рис. 175, |
кривая |
4. |
,10''н
|
-р-ю-'н |
Р„-70'*Н/м' |
Рис. 175. |
Изменение осевых |
Рис. 176. Изменение стати |
сил |
на турбине |
ческих составляющих осе |
|
|
вой силы на рабочих колесах |
Таким образом, в результате вышеизложенного можно опреде лить динамические составляющие осевых сил на насосе и турбине. Для определения статических составляющих по рабочим чертежам определяем неуравновешенные площади для насосной и тур бинной частей гидротрансформатора и определяем величину ста тических составляющих в зависимости от давления подпитки (рис. 176). Окончательно полная осевая сила равна сумме ста тической и динамической составляющих для каждого из рабочих колес. Осевую силу на реакторе можно определить из условия
Рх н + Ps т + Ps P = 0 .
На рис. 177 показано изменение определенных эксперимен тально осевых сил для различных типов гидротрансформаторов.
PW'H
\p„=0
S)
Рис. 177. Экспериментально замеренные силы на рабочих ко лесах гидротрансформаторов:
а — для гидротрансформатора У3580ПА; |
б — для |
гидротрансфор |
матора У358015А; |
без разгрузочных |
отверстий; |
— — — — — |
с разгрузочными отверстиями |
F = 0,000226 м г |
Из графика видно, что осевые силы достигают значительной величины и их необходимо учитывать при создании новых гидро трансформаторов. В практике применяют различные методы для снижения осевых сил. Чаще всего применяют разгрузочные от верстия в диске турбины или реактора. Разгрузочные отверстия вызывают перераспределение давлений в полостях рабочих колес, что приводит к снижению осевых сил. Однако влияние разгрузоч ных отверстий еще недостаточно изучено.
На рис. 177, б показано изменение |
замеренных осевых сил |
для гидротрансформаторов типа ЛГ-340, |
изготовленных ВНИИ- |
СТРОЙДОРМАШем, без разгрузочных отверстий и с разгрузоч ными отверстиями в диске турбины. Влияние разгрузочных отвер стий на характеристику осевых сил подробно рассмотрено в ра ботах [6, 10].
§51. РАСЧЕТ ВАЛОВ
Вбольшинстве конструкций современных гидротрансформа торов валы насоса и турбины являются полностью разгружен ными от радиальных усилий, так как мощность подводится и
снимается |
с ведомого вала |
соосно. |
|
В таких |
конструкциях |
гидротрансформаторов |
(например, |
ЛГ-340) на валах действуют только крутящие моменты. Возни кающие при работе осевые усилия воспринимаются подшипни ками и передаются на корпус. Их учитывают при работе подшип ников. Радиальные усилия, возникающие от действия рабочей жидкости на лопатки, взаимно уравновешиваются, а силы, обус ловленные весом вращающихся деталей, незначительны, и ими можно пренебречь. Однако валы некоторых типов гидротрансфор
маторов нагружены |
значительными |
радиальными |
нагрузками |
(съем мощности |
с ведомого |
вала |
осуществляется |
консольно). |
К таким типам машин |
относятся серийные гидротрансформаторы |
ТРЭ (в том числе и У358011А), которые в основном |
применяются |
на строительных и дорожных машинах. |
|
Расчетвалов |
для |
этого |
случая |
(вал нагружен |
изгибающим |
и крутящим моментами) производится по известным соотношениям.
Суммарный |
момент в опасном сечении |
после построения эпюр |
|
сум |
] / м и з г + м 2 к |
Момент |
сопротивления |
в опасном |
сечении |
и напряжение
Предел текучести стали 40Х, которая наиболее часто при меняется для валов гидропередач а т = 7,85108 Н/м2 (8000 кгс/см2 ). Предел прочности а в = 9,8- 108 Н/м2 (10000 кг/см2 ); степень пластич ности - ^ - = 0,8 и коэффициент запаса прочности с учетом сте-
пени пластичности (полученные в результате расчета реальные напряжения делят на коэффициент пластичности) п = l,7-f-2,2.
После поверочного расчета целесообразно проделать уточнен ный расчет вала на усталость. В этом случае общий коэффициент запаса прочности определится из соотношения
оо 1 о "
ППІ П„
Для стали 40Х пределы прочности при расчетах на усталость:
а_х = |
0,43ав = |
4 , 2 Ы 0 8 Н / м 2 (43 кгс/мм2 ); |
т_! = |
0,580,! = 2,45-108 Н/м2 (25 кгс/мм2 ). |
Амплитуда нормальных |
напряжений |
от изгиба |
|
|
|
Мизг |
|
|
а = а = — |
> |
|
|
ut> — "шах |
|
|
где wH — момент |
сопротивления |
сечения |
нетто. |
Коэффициент |
запаса прочности |
по нормальным напряжениям |
где
|
£ |
= |
l ; ^ |
=0,2; |
а т = ^ , |
|
|
|
|
|
4 |
Р о с |
— осевая |
сила; |
|
|
0 т |
— напряжение |
растяжения |
(сжатия). |
Полярный момент |
сопротивления |
кручению |
|
|
|
Ш р Н |
= 0,2d3. |
Амплитуда и среднее значение касательных напряжений
Коэффициент запаса прочностиz |
поi |
касательным напряжениям |
»т = - g |
— |
где
Общий коэффициент запаса прочности
Расчет шлицевых соединений. В большинстве конструкций современных гидротрансформаторов ступицы рабочих колес с ва лами и валы соединяются с валами двигателя и трансмиссии при помощи шлицевых соединений, обеспечивающих взаимозаме няемость, простоту демонтажа и передающих значительный по величине и знакопеременный момент. Наибольшее распростра нение имеют эвольвентные и прямобочные шлицы с центрирова нием по наружной поверхности. Причем эвольвентные шлицы с модулем 0,0035—0,005 м рекомендуется ставить на наиболее
нагруженные |
детали. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Расчет |
шлицев |
производится |
на |
смятие: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Р |
|
|
. |
|
|
|
|
|
|
|
|
^ - ( f + |
r ) |
] l |
' |
|
|
где Р — окружное |
усилие на |
один |
шлиц; |
|
|
|
|
|
|
|
|
p |
|
M |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
" |
|
• |
m |
' |
|
|
|
|
M — действующий |
момент; |
|
|
|
|
|
|
|
2 — число |
шлицев; |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
D — наружный |
диаметр; |
|
|
|
|
|
|
|
|
d — внутренний диаметр; |
|
|
|
|
|
|
|
•ф — коэффициент |
неравномерности |
работы |
шлицев, равный |
0,75; |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
г — радиальный |
зазор |
в |
соединении; |
|
|
|
/ — длина фаски |
по внешнему |
диаметру; |
|
|
/ — рабочая длина |
шлицев. |
|
|
|
|
|
|
Для сталей |
с термообработкой |
[ а ] с м = |
(1,275+ 1,47). 108 Н/м2 |
(1300-+ 1500 кгс/см2 ); |
для нетермообработанных |
сталей |
[ а ] с м = |
= (0,785ч- 1,08)- 108 Н/м2 |
(800'-+1100 |
кгс/см2 ). |
|
|
В гидротрансформаторах |
имеются и |
другие |
соединения (за |
клепочные, |
шпоночные, |
резьбовые), |
которые |
также |
рассчиты |
вают на прочность по общеизвестным формулам. При расчетах требуется правильно определить расчетную нагрузку, что произ водится после выбора схемы действующих усилий и анализа ха рактера нагрузки; учитывать, что в зависимости от нагрузки меняются моменты на валах и деталях гидротрансформатора, поэтому при расчете подшипников, например, более целесообразно выбирать нагрузки на расчетном режиме, а при расчетах на прочность — нагрузки на режиме противовращения (если таковые
