Файл: Терехин, Н. И. Расчет параметров объемной гидравлической передачи машин инженерного вооружения учебное пособие.pdf

Г учетом последнего выражения регулировочная характеристика насоса принимает вид

Таким образом, для регулируемых насосов между производи­ тельностью и давлением существует линейная зависимость

(рис. 4,а).

Расчетное значение производительности сохраняется до номи­

Рис. 4. а — зависимость производительности регулируемого насоса от давления; б — регулировочная характеристика насоса

Нижние пределы регулирования насоса в одну или другую сто­ рону представлены на рис. 4,6 отрезками О—а.

При минимальном значении параметра регулирования ^нт5п

производительность насоса равна объемным потерям ЛQH.

Для нерегулируемых насосов в пределах рабочих давлений производительность изменяется незначительно (рис. 5). При до­ стижении критического давления ркр производительность насоса

резко снижается за счет увеличения объемных потерь.

Для гидродвигателей основными характеристиками являются скоростная и механическая.

Скоростная характеристика представляет зависимость скоро­ сти гидродвигателя от количества поступающей в него рабочей жидкости при холостом ходе. В реальных условиях скорость опре­ деляется с учетом влияния объемных потерь, т. е.

23

где йм/^м = д QM— объемные потери в гидродвигателе при холо­ стом ходе,

ам— коэффициент утечек гидродвигателя.

Скоростная характеристика графически представлена на рис. 6. Зависимость скорости гидродвигателя от приложенной нагруз­

ки при постоянном расходе называется механической характери­ стикой. Гидродвигатели, применяемые в машинах инженерного во­ оружения, характеризуются тем, что скорость вращения их вала

представляет убывающую функцию нагрузки. Степень изменения скорости от нагрузки у различных гидродвигателей различна и характеризуется жесткостью механической характеристики. Жест­ кость, в свою очередь, оценивается коэффициентом жесткости, ве­ личина которого определяется как производная момента (усилия) по скорости

Уравнение механической характеристики имеет вид

(46)

где /Им — крутящий момент гидродвигателя,

k u~ 2 тс <7м— коэффициент момента,

/?м =

М и

К

24

Характер изменения крутящего момента и его скорости зависит от схемы питания. На рис. 7 это изменение представлено линией ab, причем точка а соответствует холостому ходу гидродвигателя, а точка b — такому предельному значению нагрузки Мпр, когда

объемные потери достигли бы значения полного расхода гидродвигателя, а скорость вала гидродвигателя из-за этого упала бы до нуля. С уменьшением объемных потерь значение предельного

Рис. 7. Зависимость скорости гидродвига­ теля от нагрузки

момента увеличивается (пунктирные линии). Значение предель­ ного момента Мпр можно определить, если известна нагрузка гид­ родвигателя и его объемный к.п.д. Например, пусть при заданной нагрузке М\ внешние и внутренние сопротивления изменяются по линии cd, а гидродвигатель вращается с угловой скоростью coi (точка d на рис. 7). Из треугольников ОаЬ и coi da находим

1 — ^0

Если при номинальной нагрузке гидромотор имеет объемный к.п.д.

ч]9 = 0,95, то

25

Из этого следует, что предельный момент в 20 раз больше .номи­ нального момента. В реальных условиях эксплуатации гидропере­ дач превышение нагрузки по сравнению с номинальной более чем: в 4—5 раз не допускается. Для ограничения давления и соответ­ ствующих нагрузок в гидропередачах машин инженерного воору­ жения устанавливается предохранительный клапан. Работа гидро­ передачи с предохранительным клапаном происходит следующим образом. При мгновенной подаче в гидродвигатель необходимого количества рабочей жидкости, например, с помощью гидроакку­ мулятора, в процессе разгона весь расход идет через каналы уте­ чек и через предохранительный клапан. Гидравлические сопротив­ ления этих каналов весьма велики, поэтому в системе получается скачок давления. По мере разгона гидродвигателя его пропускная способность растет, давление рабочей жидкости уменьшается до предела, соответствующего нагрузке и скорости. В начале разгона в системе устанавливается давление р, на KOTqpoe отрегулирован

предохранительный клапан. Это давление сохраняется с увеличе­ нием скорости вала гидродвигателя до величины сок (точка е на рис. 7). При дальнейшем разгоне точка е перемещается в положе­ ние d, где давление начинает уменьшаться и предохранительный клапан закрывается. Точка d соответствует окончанию разгона,

где скорость и давление достигают установившегося значения. Приведенный график ef работы предохранительного клапана

может отличаться для других конструкций клапанов и может иметь другую зависимость. Область cfde, приведенная на графике

(см. рис. 7), показывает изменение момента инерции при разгоне гидролвигателя. Если

При установившейся угловой скорости гидродвигателя время разгона будет

Время разгона гидродвигателей, применяемых в машинах инже­ нерного вооружения, не превышает 0,01 сек.

Для более правильного выбора насосов и гидродвигателей кро­ ме отмеченных характеристик необходимо учитывать следующие дополнительные параметры:

26

1)предельное значение скорости, давления и производительно­ сти, так как ими определяются для заданных условий работы раз­ меры и вес насосов и гидродвигателей;

2)конструктивную и технологическую сложность насоса и гидродвигателя;

3)эксплуатационные показатели — плавность работы, про­ стоту управления и безопасность, надежность действия, к.п.д. при различных условиях работы, вероятную долговечность, сложность ремонта и пр.;

4)возможность применения насоса при резком изменении ско­ рости и нагрузки;

5)возможность регулирования производительности и реверси­

рования.

Время создания заданного рабочего давления в регулируемом насосе в 2,5 раза больше, чем в нерегулируемом. Сравнительные характеристики регулируемых и нерегулируемых насосов приведе­ ны на рис. 8.

Жесткость этих характеристик при постоянной рабочей скоро­ сти определяется только внутренними объемными потерями. При полной производительности (Q=100%) потери поршневых насосов

дительность независимо от давления. Давление в этих насосах не

27

зависит от расхода и ограничивается только внутренними объем­ ными потерями и прочностью насоса. В табл. 3 приведены значе-

Наиболее простыми по конструкции, дешевыми в изготовлении, достаточно -надежными и долговечными являются шестеренные на­ сосы. Они не боятся перегрузок и могут работать при высоких ско­ ростях. Шестеренные насосы применяются для нерегулируемых гидропередач, причем для уменьшения скольжения применяют подпор на входе в насос. При работе в качестве гидродвигателя шестеренные агрегаты имеют к.п.д., равный 0,75—0,7. Рабочая зо-

М

на по моменту—ш^- = 4,5, однако расход рабочей жидкости при ^ном

этом изменяется в пределах 15—25% при значительном снижении к.п.д. Шестеренные гидродвигатели рекомендуется применять в не­ регулируемых быстроходных гидропередачах при небольшом пус­ ковом моменте. В приложении 1 (табл. 2) приведены основные ха­ рактеристики шестеренных насосов, рекомендованных для приме­ нения в гидравлических передачах машин инженерного вооруже­ ния.

Лопастные насосы и гидромоторы имеют ограниченное приме­ нение в гидропередачах машин инженерного вооружения. Эти ■агрегаты отличаются малыми размерами и могут найти примене­ ние в стесненных условиях, когда требуется регулирование ,произ­ водительности насоса или получение высокого крутящего момента при небольшой скорости вращения и давлении до 100 кГ/'см2. Диа­

пазон регулирования лопастных гидравлических машин состав­ ляет 6— 10.

Радиальные и аксиальные роторно-поршневые насосы и гидро­ двигатели наиболее целесообразно применять в регулируемых гид­ ропередачах, к которым предъявляются высокие требования по точности регулирования при относительно высоких давлениях.

28

Радиальные роторно-поршневые насосы и гидродвигатели имеют относительно большие габариты по сравнению с лопастными и шестеренными гидроагрегатами, но более высокие значения рас­ ходов и моментов с высоким диапазоном регулирования (50— 100). Указанные гидродвигатели предпочтительнее для низкооборотных исполнительных органов с высоким значением крутящих моментов.

Аксиальные роторно-поршневые насосы и гидродвигатели имеют высокую точность и большой диапазон регулирования (до 500). Насосы и гидродвигатели этого типа наиболее перспективны для гидравлических передач машин инженерного вооружения.

Выбор насоса производится по его полезной мощности, опреде­ ляемой по формуле

где рн —номинальное давление, принимаемое при режиме работы с наибольшей производительностью, соответствующей наибольшей скорости вращения.

Полезная мощность насоса должна обеспечить работу гидродвигателя во всех режимах: номинальном, пусковом и максималь­ ного нагружения. Производительность насоса, необходимая для работы гидродвигателя

(51)

^Ioh^ом

где т]он, ^]0м соответственно объемный к.п.д. насоса и гидро­ двигателя,

Qmt— теоретический расход гидродвигателя.

В некоторых случаях может оказаться, что выбранная по ката­ логу мощность насоса или гидродвигателя не используется пол­ ностью или гидродвигатель работает при скоростях, не соответст­ вующих паспортным данным. В первом случае машина окажется недогруженной и будет работать при пониженном рабочем давлении, а во втором случае при увеличении скорости по сравнению с паспортной давление уменьшится во столько раз, во сколько уве­ личится скорость. Объемный к.п.д. при этом возрастает.

При работе на пониженных скоростях давление рабочей жид­ кости возрастает, а объемный к.п.д. соответственно снижается. В этом случае целесообразно гидродвигатель сочленять с механиче­ ским редуктором. Если при заданном давлении или производитель­ ности не удается подобрать насос, то можно соединить несколько насосов либо последовательно, либо параллельно. Параллельное соединение насосов применяется для суммирования расходов, а последовательное для суммирования напоров (давлений). Если скорость вращения вала гидродвигателя значительно меньше ско­ рости вращения вала насоса, то рекомендуется выбрать гидродви­ гатель, конструктивно отличающийся от насоса.

29