книги из ГПНТБ / Башта, Т. М. Объемные насосы и гидравлические двигатели гидросистем учебник

рабочего пространства (шахты). Гидропередачи здесь применяются в механизмах подач угледобывающих машин, в угольных ком­ байнах, конвейерах и пр. Применение в этих машинах гидропе­ редач позволяет уменьшить габариты и упростить горную машину, придавая ей во многих случаях новые технические качества, а также повысить безопасность труда шахтеров. Последнее до­ стигается благодаря тому, что представляется возможным иметь в забое лишь взрывобезопасный гидродвигатель, насосную же установку с электродвигателем размещать вне забоя.

По силовым показателям и к. п. д. параметры высокомоментных гидромоторов не уступают показателям наиболее совершен­ ных аксиально-поршневых машин. Благодаря относительно не­ высоким средним скоростям движения поршней высокомоментных гидромоторов, находящимся в пределах 0,2—0,5 м/с (для сравнения следует указать, что средняя скорость поршня акси­ ально-поршневых низкомоментных гидромоторов общемашино­ строительного применения примерно 1,5 м/с), эти гидромоторы отличаются высокой надежностью и длительным сроком службы.

Весовой показатель таких гидромоторов различных конструк­ ций находится в пределах 2—15 кг/кВт. Требуемый большой крутящий момент здесь достигается за счет увеличения количе­

Эти высокомоментные двигатели представляют собой одноре­ жимные машины, пригодные для работы лишь в режиме двига­ теля с малой частотой вращения, начиная с долей оборотов в ми­ нуту. Максимальная частота вращения на порядок ниже, чем у обычных гидроприводов. Для машин четырехкратного действия частота вращения обычно не превышает 400 об/мин.

Принцип действия такого гидромотора тот же, что и моторов одинарного действия. Текущее значение тангенциальной соста­

приложенной в точке контакта поршня со статором, развивает крутящий момент (без учета потерь) М 1 — Тр, где р — плечо приложения силы Т относительно оси вращения блока цилиндров (допускаем, что точка контакта находится на оси цилиндра). Полный момент М равен сумме моментов всех поршней, находя­ щихся одновременно в зонах нагнетания.

Характер изменения момента каждого поршня и изменения суммарного момента зависит от формы профиля поверхности ста­ торного кольца. Средний момент на выходном валу на установив­ шемся двигательном режиме определяется как

где q и Ар — рабочий объем и перепад давления.

170

Динамический момент

где J —- приведенный к приводному валу машины момент инер­ ции всех связанных с ним вращающихся масс;

со — угловая скорость.

Поскольку рабочий объем такого двигателя представляет со­ бой сумму изменений объемов рабочих полостей за один оборот, применением большого числа рабочих камер (полостей) предста­ вляется возможным получить большое значение рабочего объема,

а следовательно, и .большой крутящий момент, который достигает

12-103-5-15-103 кгс-м.

На рис. 53 представлены схемы гидромоторов двукратного и пятикратного действия, в которых поршни совершают за один оборот соответственно два и пять рабочих ходов. От рассмотрен­ ных гидромоторов одинарного действия они отличаются профиль­ ной формой статорного кольца и конструкцией распределительной цапфы, которая выполнена с учетом обеспечения многократного питания цилиндров за один оборот. Для этого число уплотни­ тельных перемычек на распределительной цапфе увеличено в сравнении с их числом у машин одинарного действия на коли­ чество рабочих ходов.

В гидромоторе двукратного действия (рис. 53, а) статорная обойма’ выполнена в виде овала, а распределительная цапфа имеет две перемычки, образующие две подводящие камеры. В гидромоторе пятикратного действия (рис. 53, б) внутренний профиль статорной обоймы образован пятью полуовалами, боль-

3600

шие оси которых расположены одна относительно другой на —g— с округленными сопряжениями.

171

Объем, описываемый поршнями (рабочий объем) такого гидро­ мотора с числом цилиндров z, составит за один оборот

где k — количество ходов поршней за один оборот цилиндрового ротора;

h — ход поршня; для гидромотора двукратного действия (рис. 53, a) h = Ь и для мотора пятикратного дей­

ствия (рис. 53, б) h = т — п, где т и п — координаты оси опорного ролика с при максимально выдвинутом и утопленном положениях поршня.

Крутящий момент гидромотора многократного действия при том же давлении в к раз больше, а частота вращения при том же расходе жидкости в к раз меньше, чем у мотора одинарного дей­ ствия; расчетная мощность при этом сохраняется постоянной.

Для уменьшения трения поршней о статорное кольцо приме­ няют различные конструктивные способы и в частности поршни снабжаются с внешней стороны опорными роликами а (рис. 54, а), помещенными на игольчатых подшипниках.

Расчет действующих сил и теоретического крутящего момента, развиваемого в этой схеме одним поршнем, производится по выражениям (рис. 54, б):

172

p = pf = p - 4- ;

усилие N реакции статорного кольца 1, воспринимаемой роли­ ковыми подшипниками 2,

Р

N = cos а ’

текущее тангенциальное усилие Т, развивающее крутящий момент,

Т = Р tga;

где d — диаметр поршня 3\

р — плечо приложения силы Т (расстояние от центра ролика 2 до оси вращения ротора 4).

Характер изменения момента по углу поворота вала зависит от формы кривой статорного кольца. Среднее значение крутящего момента, развиваемого всеми поршнями, определяется в общем случае по выражению [см. также выражение (30) ]

где q — рабочий объем гидромотора (объем, описываемый его поршнями за один оборот вала гидромотора).

Для увеличения, крутящего момента применяют гидромоторы с несколькими (двумя-тремя) рядами цилиндров; общее число цилиндров во всех рядах доводится до 50—60.

При разработке рассматриваемых гидромоторов важным является правильный выбор кривых, очерчивающих рабочие части направляющих статорных колец. Хорошие динамические свойства показали гидромоторы, у которых направляющая кольца обеспечивает параболический закон перемещения поршня, а также моторы, статорное кольцо которых выполнено по архимедовой спирали.

Ускорение относительного движения поршня, в зависимости от знака, будет либо прижимать ролик к направляющей, либо отрывать его от нее. Отрыв ролика от направляющей наиболее вероятен на участке, соответствующем сливу жидкости, когда, кроме сил инерции, поршень прижимается к профилю лишь да­ влением в сливной магистрали или усилием пружины. Поэтому при отсутствии принудительной связи между поршнями и на­ правляющими максимальное значение частоты вращения вала гидромотора лимитируется возможностью отрыва поршней от поверхности кольца.

173

Для гидромоторов с четырехходовым направляющим кольцом в виде архимедовой спирали максимальная частота вращения не должна превышать 100 об/мин. Коэффициент неравномерности угловой скорости такого гидромотора обратно пропорционален числу его поршней, находящихся в одной плоскости (в одном ряду). Для гидромотора с направляющими, выполненными по архимедовой спирали, коэффициент неравномерности можно вы­ числить по эмпирическому выражению

где z — число поршней, расположенных в одной плоскости вра­ щения.

р. N

Рис. 55. Схемы разгрузки поршней гидромотора от тангенциальной составляю­ щей силы давления жидкости

Для уменьшения пульсации угловой скорости в многорядных гидромоторах ряды поршней часто смещают один относительно другого. Так, например, применяют трехрядное расположение поршней в несовпадающих полостях, по 18 поршней в каждом ряду. В подобных гидромоторах крутящий момент достигает 5000 кге-м при частоте вращения 5—100 об/мин; в некоторых случаях такие гидромоторы устойчиво работают при 1—2 об/мин. Эти моторы отличаются высокой надежностью и длительным сроком службы (6000 ч), что обусловлено небольшими скоростями и малыми динамическими нагрузками. Полный к. п. д. такого гидромотора составляет 90—94%. Крутящий момент при пуске мотора составляет 90—95% от максимального момента, разви­ ваемого им в работе.

В гидромоторах многократного (четырех и более) действия условия работы поршней ухудшены вследствие действия больших тангенциальных составляющих Т сил давления жидкости. Для улучшения условий работы в большинстве конструкций преду­ смотрены специальные направляющие, а головки поршней снаб-

174

жены для снижения механических потерь шарикоподшипнико­ выми каретками. На рис. 55, а показана схема разгрузки, приме­ ненная в насосе, представленном на рис. 54. Поршень а опирается на о с ё Ь, несущую игольчатые подшипники, два из которых пере­ мещаются по направляющей прорези цилиндрового блока с и два опираются на профильное статорное кольцо d. Распростра­ ненная схема разгрузки приведена также на рис. 55, б. Поршень а соединен при помощи шарового толкателя е с опорным роликом (шарикоподшипником) Ь, ось которого, в свою очередь, шар­ нирно связана с цилиндровым блоком е при помощи поводка с и пальца d. В этом случае действующая на поршень а сила Р давления жидкости р может быть разложена на две составляю­ щие: осевую N, проходящую через оси ролика b и шарового шарнира е, и тангенциальную (перпендикулярную оси поршня а) Т, значение которой определяет величину крутящего момента.

§ 43. Последовательность расчета основных параметров

радиально-поршневых гидромашин

Из приведенного ранее (см. стр. 74) следует, что основными параметрами объемных гидромашин являются расчетная QT и фактическая <2эф подачи, скорость вращения вала п, рабочее давление р, крутящий момент М и мощность N.

При расчете насосов исходными являются параметры Q, п

ир, при расчете гидромоторов — параметры М и п. Кроме того, при расчете гидропередачи, состоящей из насоса и гидромотора, исходят из заданной мощности N, момента М 'на валу гидррмотора

искорости его вращения п.

Разработка рекомендаций по выбору параметров и рациональ­ ному конструированию гидромашин усложнена тем, что задача проектирования новой машины даже в простейших случаях не имеет однозначного решения, поскольку для заданных пара­ метров машины можно подобрать не одно, а несколько решений, близких по к. п. д. и прочим параметрам, но отличающихся другими данными. Кроме того, выбор того или иного конструк­ тивного варианта диктуется конкретными условиями производ­ ства.

При проектировании новой машины следует максимально использовать данные отработанных прототипов машин, характе­ ристики которых известны, т. е. ограничить работу лишь специ­ фическими (характерными) для данного конструкторского задания узлами машины. Во всех случаях вопросы проектирования новой машины следует рассматривать с учетом тенденций и перспектив

175

выбирают давление 20 МПа (200 кгс/см2) и выше. Если насос при­ водится электродвигателем, скорость вращения его вала выбирают

всоответствии с данными электродвигателя. В других случаях руководствуются наиболее важными для данного задания сообра­ жениями. Следует иметь в виду, что с увеличением скорости вра­ щения насоса ухудшаются условия заполнения его цилиндров (рабочих камер). Скорость вращения вала гидромотора выбирают

всоответствии с условиями работы агрегата, для привода кото­ рого предназначен гидромотор.

При выборе давления и скоростей следует иметь в виду, что повышение этих параметров предъявляет повышенные требования

кизготовлению деталей и к чистоте рабочей жидкости. Кроме того, при высоких давлениях возникают дополнительные требо­ вания по прочности и жесткости конструкций.

Максимальная частота вращения и максимальное давление насоса лимитируется недозаполнением рабочих камер жидкостью, термическим напряжением деталей, снижением надежности и срока службы.

*Ниже описана рекомендуемая последовательность расчета

радиально-поршневого насоса с цапфовым распределением, ме­ тодику которого можно распространить также и на насосы иных типов.

Обычно задается частота вращения п, эффективная (полезная) подача (2эф давление нагнетания ри и величина к. п. д.

1. По заданной эффективной подаче Q3(i) определяется теоре­ тическая (расчетная) подача QT [см. выражение (19) на стр. 80]

(? = - ^ L .

ТЧоб

Величину объемного к. п. д. для рассматриваемых насосов для номинальных условий принимают г]об = 0,96ч-0,98.

2. Исходя из заданной частоты вращения п, определяют рабочий объем насоса [см. выражение (40)]:

itd2 , nd2 n QT q = f h z = ~ h z = ~ 2 e z = -m ,

где n — частота вращения в об/мин.

Значение входящих в последнее уравнение параметров вы­ бирается из конструктивных соображений и данных практики. В частности, число цилиндров z в одном ряду (в одной плоскости) выбирают от 5 до 11. Число рядов и цилиндров — от одного до

= 1ч-1,5. Число цилиндров выбирается, исходя из конструктив­ ных соображений с учетом диаметра поршня d.

176

3. На основании приведенных данных определяют диаметр поршня [см. выражение (40) ]

где i = hid — конструктивный параметр (обычно i — 1ч-1,5). Вычисленное значение d округляется до ближайшего значе­

ния по действующим ГОСТам, а значение h — до ближайшего четного числа миллиметров, обеспечивая при этом минимальные расхождения требуемого и полученного значений q.

4. Для машин с несколькими циклами работы (вытеснения и всасывания) за один оборот (см. рис. 53) рабочий объем опреде­ ляется как

из допустимой скорости потока жидкости во всасывающих ка­ налах, которая для самовсасывающих насосов обычно выбирается равной 1,5—3 м/с.

6. Диаметр Dp распределительной цапфы выбирается из усло­ вий симметричного размещения каналов и прочности цапфы под действием боковой нагрузки Т (см. рис. 38). После выбора продольных размеров 1Хи /2, производимого исходя из конструк­ тивных соображений, цапфа проверяется на прочность и дефор­ мацию для данной нагрузки Т.

7. При проектировании блока цилиндров необходимо обеспе­ чить заделку плунжера при крайнем выдвинутом его положении (см. рис. 33, в), чтобы устранить возможность смятия цилиндра под действием боковой силы и обеспечить герметичность соеди­ нения. Минимальная величина заделки L поршня в выдвинутом его положении должна быть не менее L э» (1,5ч-2) d.

В соответствии с этим длина цилиндра (глубина расточки

вроторе) (см. рис. 33, в)

=0,ld + h + (1,5ч-2) d.

Следовательно, для схемы цилиндрового блока, приведенной на рис. 33 (см. также рис. 28), внешний диаметр блока цилиндров

D6 = D + 2/ц -f- 0,6d.

8. Общая длина поршня Ln плунжерного типа (см. рис. 33, б) должна быть такой, чтобы он в утопленном положении выступал из цилиндра на (0,1—0,2) d. В соответствии с этим длина поршня

La = h + (1,5ч-2) d + (0,1ч-0,2) d = h + (1,6-5-2,2) d.

ГЛАВА VI

РОТОРНЫ Е АКСИАЛЬНО -ПОРШ НЕВЫ Е

ГИДРОМАШ ИНЫ

§ 44. Общая характеристика и принципиальная схема

Роторная аксиально-поршневая гидромашина — машина, у ко­ торой рабочие камеры вращаются относительно оси ротора, а оси поршней или плунжеров параллельны оси вращения или соста­ вляют с ней угол меньше 45°. Насосы и гидромоторы с аксиальным или близком к аксиальному расположением цилиндров, являются наиболее распространенными в гидравлических системах (гидро­ приводах). По числу разновидностей конструктивного исполне­ ния они во много раз превосходят прочие типы гидромашин.

Эти насосы и гидромоторы получили широкое применение еще в конце прошлого столетия на флоте многих стран (Россия, Ан­ глия, США, Япония), причем использовались они для выполнения наиболее ответственных функций, как например, управление кораблем и его вооружением.

Они обладают наилучшими из всех типов гидромашин габа­ ритами и весовыми характеристиками, отличаются компактностью, высоким к. п. д., пригодны для работы при высоких частотах вращения и давлениях, обладают сравнительно малой инерцион­ ностью, а также просты по конструкции.

Особо следует отметить их высокую энергоемкость на единицу веса (удельный вес). В зависимости от конструкции и величины рабочего давления удельные веса регулируемых насосов с руч­ ным управлением подачей находятся в пределах 3—10 кгс/кВт (большее значение относится к насосам, работающим на более высоких давлениях). В насосах же с высокой частотой вращения (п = 20 000 об/мин) энергоемкость достигает 12 кгс/кВт. Вес нерегулируемых насосов или гидромоторов равной мощности меньше регулируемых в 2 раза; соответственно удельный вес (т. е. приходящийся на единицу мощности) нерегулируемых насо­ сов находится в пределах 1,5—5 кгс/кВт. Весовое преимущество гидромоторов этого типа по сравнению с электродвигателем со­ ставляет от —80 раз для малой до — 12 раз для большой мощности.

Особенностью рассматриваемых машин является относительно малый момент инерции вращающихся частей, что имеет существен­ ное значение при использовании их в качестве гидромоторов.