3.2. Гидроприводы вращательного движения

Гидродвигателем в таком приводе служит гидромотор. Принципиальная гидравлическая схема привода показана на рис. 3.3. Источником подачи рабочей жидкости является насос Н. Направляющий распределитель Р осуществляет пуск, останов и реверс гидромотора М. Напорный клапан К работает в режиме предохранительного клапана и предназначен для ограничения максимальной величины давления в системе.

Теоретическая частота вращения вала гидромотора n_мт определяется из условия равенства теоретической подачи насоса Qт и расхода жидкости через гидромотор

, (3.1)

где Vон, Vом — рабочие объемы насоса и гидромотора; n_н — частота вращения вала насоса. Следовательно, теоретическая, частота вращения вала гидромотора не зависит от нагрузочного момента М_м на нем. Поэтому нагрузочная характеристика привода n_мт = f (М_м) теоретически является жесткой (рис. 3.4, кривая а).

С учетом утечек и перетечек рабочей жидкости в насосе Qун и гидромоторе Qум частота вращения вала гидромотора n_м определяется из выражения

, (3.2)

где — объемные КПД насоса и гидромотора.

Рис. 3.3. Принципиальная схема гидропривода вращательного движения

Рис. 3.4. Нагрузочная характеристика гидропривода вращательного движения

Выражение (3.2) показывает, что наличие утечек и перетечек рабочей жидкости в гидромашинах приводит к некоторому уменьшению частоты вращения вала гидромотора при увеличении нагрузочного момента (рис. 3.4, кривая б), так как с ростом нагрузки утечки жидкости в гидромашинах растут. Поэтому жесткость реальной нагрузочной характеристики гидропривода определяется уровнем утечек, входящих в состав гидропривода гидромашин. Наибольшую жесткость будут иметь гидроприводы, построенные на базе поршневых гидромашин, имеющих достаточно высокий объемный КПД. Так, при = 0,98 снижение частоты вращения составляет

,

Теоретические мощности и крутящий момент, развиваемые гидромотором, без учета потерь в магистральных гидролиниях равны

, (3.3)

, (3.4)

где — перепад давления в гидролиниях гидромотора (подпор в сливной линии принят равным нулю), — угловая скорость вращения вала гидромотора.

Выражение (3.4) показывает, что давление р_н в напорной линии гидропривода определяется нагрузкой на валу гидромотора и пропорционально ей. Так как давление в напорной гидролинии ограничено настройкой предохранительного клапана р_к, наибольший теоретический крутящий момент, который может развить гидромотор, равен

Наличие механических потерь в гидромоторе уменьшает крутящий момент, развиваемый гидроприводом

, (3.5)

где — перепад давлений, необходимый для преодоления гидравлических и механических потерь в гидромоторе; — гидромеханический КПД гидромотора.

Мощность, развиваемая гидромотором N_м, отличается от мощности двигателя N_дв, приводящего во вращение вал насоса, на величину полных потерь в двух гидромашинах

, (3.6)

где — полные КПД насоса и гидромотора.

Здесь и далее при рассмотрении характеристик гидропривода потери в гидролиниях не учитываются.

Мощность, теряемая в гидроприводе , не только определяет потери энергии, но и приводит к нагреву рабочей жидкости. Выделяемая при этом теплота равна

, (3.7)

где k = 3500 кДж^.ч^-1.кВт^-1 – тепловой эквивалент механической энергии.