Добавил:

ivanov666 Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Башкирский Государственный Аграрный Университет

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

книги из ГПНТБ / Петрина, Н. П. Объемные гидромашины (насосы и двигатели)

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

21.10.2023

Размер:

8.93 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 1 2 3 4 5 6 7 89 / 259 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 > Следующая >>>

РН =Р	- силу гидростатического давления жидкости на пор-
шень*.	Разложим реакцию Р н на следующие составляющие:

NH =P H C0Sjbнормальную к плоскости шайбы; эта сила дей ствует на опорные поверхности (подшипники) и вызывает потери энергии на механическое трение;

FH =PH slnJb-cwiy, параллельную оси х-х и находящуюся в плоско сти шайбы;


Тн =FH sin ф-касательную силу (рис.		2.15,6) нормальную к		радиу
су v при любом угле i f , силыТ]н		и Т 1 Н ? показанные	для I	и 2
положений поршня, являются составляющими сил F4 H			и F 2 H	на
направления касательных	к окружности шайбы и дают моменты
для каждого поршня; для двигателя они являются моментами
сопротивления; например, для положения поршня I			имеем
M w =T 4 M r=P 4 H rslnjbsln4) 1 ^	так как

			r	cosjb	'
то
			M 4 H = R P < H t g j b		Sirup, .					(2l25)
Полученный момент является следствием реакции								Р и	назовем
этот момент реактивным (тормозным).
Суммарный реактивный момент для всех поршней, находя
щихся в	зоне	нагнетания (рабочей области)					будет:
		M H = RPHtgJbZsinq> .								(2.26)
Полученное уравнение момента подобно уравнению подачи
( 2 . 2 1 ) ,	т. е.	оно является периодической функцией.								В акси
альных	машинах		пульсация момента вызывает				колебания шайбы,
что устраняет		трение покоя и поэтому облегчает						регулирование.
При угле		наклона шайбы j i > 30° увеличивается							механиче
ское трение из-за перекоса поршней, что ускоряет износ
цилиндров и увеличивает механические потери энергии.
При числах			оборотов	n = 4000f5000		об/мин могут				возни-
1 Здесь дано равенство модулей силы и реакции.
Показанные			на рис.	2.13 величины		j ,	, ] г	и	j	, соответ

ственно ускорения - относительное, переносное и корнолисово.

кнуть большие силы инерции поршней			и жидкости в цилиндрах,
что вызывает отрыв блока цилиндров			от распределительной
головки 3 (рис. 2 .		6) . Поэтому относительная скорость поршня
должна быть С <	5	м/с .
Б. Действие	машины в качестве		гидродвигателя (двигатель

ный режим). Если в цилиндр насоса подавать жидкость с дав

лением р , то на торец поршня будет действовать			сила	гидро
статического давления	Р д = Р , в результате	чего	насос	обра
тится в гидравлический	двигатель. Разложив	силу	Рд t	как и

для насоса, получим активный вращающий момент роторно-порш-

невого	аксиального двигателя:
	MA =RPA tgJb£sLntp,	(2.27)
который	будет вращать ротор двигателя с угловой	скоростью

£Од. При небольших углах наклона шайбы (р<Ъ°) может возни кнуть момент сопротивления от сил трения больше активного момента Мд , что вызовет самоторможение гидродвигателя.

2. Силы и моменты радиальных гидромашин

А. Действие машины в качестве насоса. При вращении ро тора с угловой скоростью O J H (рис. 2 . 1 6 ) , как и в аксиаль ном насосе, появится реакция р к (сила гидростатического давления жидкости на поршень). Разложим эту силу на состав ляющие:

р
N H = c o 5 H f t	-	нормальную к поверхности	обоймы;
Т н =Р н "Ьда	-	нормальную к оси поршня,	она является след
		ствием реакции.

Нормальные силы вызывают изгиб и перекос поршней, прижи мают их головки к обойме, создают трение в месте контакта головок поршней и обоймы. Силы трения вращают обойму вместе с блоком цилиндров.

Равнодействующая нормальных сил Np n eH	создает
нагрузку на подшипники вала и вызывает его изгиб,	что явля-
	8 1

Рис. 2.16. Схема действия сил в роторнопоршневой радиальной гидромашине

ется одним из недостатков радиальных насосов. Произведение

силы Т н		на плечо	q	создает реактивный момент, который
преодолевается двигателем. Результирующий реактивный
(тормозной) момент			насоса равен сумме моментов сил		Т н
отдельных поршней,			находящихся в области нагнетания		ABD*
	м н = т , н 9 < + т г н 9 2 4 - т з н < ? 3 + . . . + т п м ( ? п = ^ Т „ 9 .
Этот	момент является			периодической функцией, как и уравнение
( 2 . 2 4 ) ,		определяющее		подачу насоса.
	Так	как
то учитывая, что			Q = P со e £ s l n t p ,
получим
			M H = F p e Z s l n t p ,		С 2 - 2 8 )
где	F	- площадь	поршня.
	Б.	Действие машины в качестве двигателя. Если в цилиндр

подавать жидкость с давлением р, то на торец поршня будет

действовать	сила гидростатического давления Рд ,которая вос
принимается	ОбОЙМОЙ.СоСТаВЛЯЮЩИМИ ЭТОЙ СИЛЫ будут	МдИТд.
В отличие от	силы Т н , сила ТА создаст активный, крутящий
момент, который вращает ротор двигателя с угловой		скоростью

CAJa . Вращающий (крутящий) момент роторно-поршневого радиаль

ного	двигателя,
		М д = Х Т д о		(2.29)
затрачивается на производство полезной работы.
Для того, чтобы поршни гидродвигателя работали без
заклинивания и перекосов,			принимают:
		е т а х ^ 0,091?
и		e m a x ^ o , 5 d ,
где	I? -	радиус обоймы;
	d -	диаметр поршня.
	При"небольшом значении		эксцентриситета [ е <	(0,£-T-0,2)Gmaxl,
крутящий момент может стать меньше момента сил трения,
что	вызовет самоторможение		двигателя.
§	2 . 5 . Высокомоментные		гидромоторы (гидродвигатели)

Для действия якорных шпилей, подъемных кранов, вьюшек и других грузоподьеиных машин требуются малооборотные дви гатели, которые могли бы создавать большие вращающие мо

мента при небольших своих размерах. В качестве таких двига телей находят широкое применение высокомоментные роторнопорпневые многоходовые радиальные гидродвигатели.

На рис. 2.17 показана конструкция такого гидродвигате ля. Его корпус образован обечайкой (цилиндрическим бараба ном) 10, к которому болтами 7 прикреплены передняя I I и задняя 8 крышки. К этим крышка*/ винтами 14 прикреплены ко пиры 12. Зал 20 имеет фланец, на который жестко насажен

тотор IP. с запоесованн 1й в него втулкой 17. В роторе раз83

Рис.2.17 Конструкция гидромотора ГРП-2А

мешены три ряда цилиндров, по 18 штук в каждом. Каждые три поршня (плунжера) 15, расположенные в меридианной плоскости, соединены траверсой 9, на концах которой свободно насажены катки 6 с бронзовыми втулками. Каждый плунжер зафиксирован относительно траверсы штифтом 13.

При вращении ротора катки движутся (катятся) по четырехходовым копирам (направляющим) 12 и 5, а траверсы перемеща ются в радиальных пазах ротора. Исследования показывают, что

для увеличения равномерности вращающего (крутящего)		момента
и уменьшения механического трения профиль копиров	-	участки
кривых DEF желательно выполнять по архимедовой	спирали.

Если ротор вращается в сторону, указанную стрелкой, то на участке профиля копира F E поршни совершают холостой ход (опорожнение цилиндров), а на участке ED - рабочий ход (наполнение цилиндров). Таким образом, каждый поршень при четырехходовом копире совершает четыре хода опорожнения цилиндров и четыре хода наполнения рабочей жидкостью под давлением, создаваемым насосом.

Вал гидродвигателя вращается в сферических роликовых подшипниках 19 и I ; подшипники размещены в расточках крышек 2 и I I .

Вкрышке 8 имеются две кольцевые выточки А и Б, к каждой из которых подходят по два канала для подвода и отвода ра бочей жидкости. Трубы гидросистемы присоединены к крышке фланцем 4 .

Вцилиндрическом маслораспределителе 3 просверлено во семь продольных каналов для подвода и отвода рабочей жидко сти к цилиндрам. Четыре канала сообщаются с кольцевой выточкой А и остальные четыре - с высотой Б.

Обозначив i кратность действия каждого из 2 поршней, получим уравнение среднего расхода высокомоментного гидро мотора:

Q T . c P = l 2 P S ^

м'/с

(2.30)

чему соответствует среднее значение вращающего (активного) момента

M T C p = - % ^ = ^ l z F 5 P 1 0 l ( кге-м,

(2.31)

где F - площадь поршня, м ;

S- ход поршня, м;

р- давление жидкости, кгс/сма.

Путем увеличения кратности действия в L раз можно, при прочих равных условиях, во столько же раз» увеличить подачу или уменьшить число оборотов гидродвигателя. В некоторых гидродвигателях путем увеличения кратности действия до 10-12 удается получить вращающий момент до 5000 кге-м при устой-давых оборотах равных 2-10 об/мин.

§ 2 . 6 . Давление в цилиндре (под поршнем) в периоды всасывания и нагнетания кривошипно-поршневого насоса

Для нормальной работы насоса необходимо, чтобы жидкость

не отрывалась от		поршня и следовала	его	закону движения
2 . 1 5 ) .	Неустановившееся движение жидкости вызывает периоди
ческие	изменения	(пульсации) подачи	и	давления, что для

многих потребителей (механизмов, технических средств) неже лательно или недопустимо. Уравнения давления под порпнем в период всасывания и нагнетания можно пол/тшть на основа

нии изрестного из гидромеханики уравнения неустановившегося

движения для	идеальной		жидкости:
9	!	р	^	С2 \	i Эс	п
a r ( z + T + a g - ) +					- g - а г = 0 -
Умножав э^о уравнение				на cli	и проинтегрировав его для

дв^х произвольных сечений потока, получим уравнение в форме

уравнения Д.Берцуллх:				.
				дс	- di = const.
Z	2q~Zz	1	2g g	9 t	- di = const.

Для тех же сечений потока реальной жидкости с учетом потерь энергии получим уравнение Д.Бэрнулли для неустано вившегося движения реальной жидкости.:

	V	2д		^ - d i , ( 2 . 3 2 )
1	V	2д	2	У
где	-	сумма потерь энергии на трение по длине и на ме
		стные	сопротивления;
I	-	длина	поточа;

gj at d i - инерционный напор.

^ А. Давление под поршнем р л в период всасывания

определим из уравнения ( 2 . 3 2 ) . Оно применительно ко всей длине трубопровода \,ъ при движении

внем жидкости со скоростью


Cg	в период всасывания,
когда	поршень движется вправо
со скоростью		с , а на уро
вень А-А действует при этом
постоянное (в частном			случае,
атмосферное)		давление	р а
(рис.2.18).		Обозначим	пло

скость сравнения А-А и гидрав лические сопротивления, со стояние из сопротивлений по длине трубопровода, местных сопр">тивлений и сопротивлений всасывающего клапана насоса,

Z h . Тогда для участка от А-А до торцовой поверхности поршня,

Рис. 2.18.Принципиальная схема насоса простого дей

ствия

приняв, что

1'л=1/ь + 1 ь * ,

можно написать уравнение


Последний член этого		уравнения называется и н е р ц и
о н н ы м	н а п о р о м	и представляет собой ту энергию,
которую необходимо затратить для того, чтобы всей массе
жидкости, находящейся во всасывающем трубопроводе, клапан
ной коробке	и цилиндре насоса (i B - * - x)		сообщить ускорение,

Зг

равное ^ f - . Для приводных	(кривошипных) насосов оно	будет
ОТ
составлять
	o o 2 r cosq>.	(2.34)
Так как скорость зависит только от времени, то
Эс _ dx
9i	~" d t '

У корабельных насосов диаметры всасывающих трубопроводов обычно на всей длине 1 в постоянны и несущественно отлича ются от диаметров цилиндров, поэтому вместо уравнения (2.33) получим уравнение давления под поршнем в период всасывания:

Для суждения о характере изменения давления		р х	необ
ходимо оценить изменение переменных членов уравнения			( 2 . 3 5 ) .
Выше было отмечено, что скорость поршня невелика и поэтому
ее влиянием на р х	можно пренебречь. Существенное	влияние
может оказыватьZfy	за счет сопротивления клапана главным

образом в момент его открытия (отрыва от седла), и в большей

*Для упрощения выводов допускаем, что на длине {"ъ дви жение такое же как и на длине i B .

мере - инерционный напор, который в первой половине хода является инерционным сопротивлением. Действительно, в первой

	Г	_ .	\ .	no		, имеем	i'e+X	. л „	,
половине хода, т. е.			при ф = 0				* а д "	со'Г
а при q)	= 9 0 и	этот	член равен		нулю, Следовательно,				в на-
чале хода	поршня (при х = 0)			инерционные			и гидравлические
сопротивления		будут	наибольшими,			и в начальный момент

всасывания давление под поршнем будет наименьшим. При движе нии поршня во второй половине хода знак его ускорения меня ется на обратный, т. е. при Ц) = 90 ~ 180°, C0SU> стано вится отрицательным. Это значит что энергия, затраченная на ускорение жидкости в первой половине хода, возвращается во

второй половине хода						и давление		рх	увеличивается.Изложен
ное можно иллюстрировать графиком зависимости Рх = Ч г ( х ) ,
где	линией		BDE		показано		измене-		п
ние	р х	(на рис. 2.19,как и на
рис. 2 . 1 , 00 - абсолютный вакуум,
АА - атмосферное давление).Линия
давления		B D E			построена с учетом
суммирования значений						последних
четырех членов				уравнения (2.35)					Рх
в зависимости				от	хода	поршня х .

При этом отрезок					BD	характеризует			Ра
инерционное и гидравлическое							сопро
тивление всасывающего клапана в мо
мент его отрыва от седла в началь
ный период			всасывания. Следователь-						Рис. 2.19. Зависи
но, явление кавитации и отрыв
								мость давления под порш
жидкости от поршня можно ожидать									нем в период всасыва
								ния и нагнетания (рас-
в начале всасывающего хода поршня, четная индикаторная
когда р х			принимает наименьшее						диаграмма)
значение.
	Б. Давление под поршнем						р'	в период нагнетания. Дав
ление под поршнем р х						в период нагнетания так же непостоян

но, как и давление всасывания, что объясняется теми же при

чинами. Уравнение неустановившегося движения в форме уравне89

<<< < Предыдущая 1 2 3 4 5 6 7 89 / 259 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 > Следующая >>>

Соседние файлы в папке книги из ГПНТБ