книги из ГПНТБ / Дубровский О.Н. Гидроэнергетические расчеты судовых силовых гидравлических приводов и систем

а)

11

Рис. 45. Внешние (П) и винтовые (В) характеристики дизеля М-50 (а), нагрузочные

характеристики дизеля 6ЧН 23/30 (б), действительные и расчетные характеристики эффективности гребной дизель-гидравлической установки УМХ с дизелем К-457 (в).

157

После некоторых преобразований данное уравнение в зависимости от основных параметров приобретает вид

где г\е и rim — соответствующие к. п. д. на спецификационном ре­ жиме или при максимальных параметрах, принятых для дизеля и гидропривода, входящих в состав данного дизель-гидравлического привода.

§ 21

Р асчет ги д р о эн е р ге ти ч е ски х х а р а к те р и с ти к н а с о с н о -а к к у м у л я то р н ы х ста н ц и й

В судовых гидроприводах периодического действия в качестве насосных установок часто используются насосно-аккумуляторные станции (НАС), состоящие из насоса и пневмогидроаккумулятора (ПГА). Они способны за короткий промежуток времени обеспечить силовые приводы большой мощностью при малой мощности электронасосного агрегата ЭНА. Рассмотрим гидроэнергетические расчеты судовых НАС. Основное уравнение состояния газожидкостной среды ПГА

где Ка — const— постоянная ПГА.

Индексами 1 и 2 обозначено начальное и конечное состояния системы соответственно. Объем ПГА заполнен газом — воздухом В— и маслом М. Можно записать

Ориентировочные значения политропы для судовых ПГА можно определить по формуле

Для рабочих циклов ПГА, продолжительность которых превы­ шает 60— 100 с, показатель политропы следует принимать равным

158

единице. Этот режим характерен для судовых силовых гидроприво­ дов с ПГА.

Производительность электронасосного агрегата (ЭНА), работаю­ щего на систему с ПГА, в общем случае определится из выражения

Qн (э) = сэ СтэРіГи (199)

С целью упрощения расчетов производительность ЭНА можно определить по среднему значению давления за цикл при показателе политропы п — 1, т. е.

В гидравлических системах с длительным режимом работы НАС величина QH(Э) должна превышать суммарный расход потребителей (<2П) и объемные потери в трубопроводах системы, т. е.

где Ѵа — геометрический расходный объем ПГА; р о — давление в баке;

Еж—■модуль упругости жидкости (для масел судовых гидропри­ водов Еж= 13 500-н17 500 кгс/см2).

Тогда время зарядки и разрядки ПГА при постоянном расходе

где і — число пусков ЭНА в час.

159

Из опыта эксплуатации судовых гидравлических систем число пусков ЭНА по условиям надежности пусковой аппаратуры электро­ двигателей не должно превышать 8— 10.

Продолжительность рабочего цикла НАС (время зарядки и раз­ рядки) при QH> QCT

(207)

При QHо Qct> T- e- расход в систему превышает производи­ тельность основного ЭНА, включаются в работу резервные ЭНА и ПГА. Импульсом для включения резервного ЭНА обычно служит начало работы резервного ПГА. Продолжительность рабочего цикла НАС в этом случае

где k — часть объема резервного ПГА к моменту пуска резервных ЭНА (обычно k = 0,1 -ь0,2).

В судовых силовых гидравлических системах ПГА используют не только в качестве источников энергии, но и как поглотители пульсации давления. От их эффективности в данном случае во многом зависит надежность всей гидравлической системы. Эффективность ПГА как поглотителя пульсации определяется главным образом правильностью выбора его начального объема Ѵг и начального давле­ ния зарядки рх в зависимости от конструктивных особенностей гидропривода и системы [29]. Применение метода электрогидроди­ намической аналогии позволило составить систему уравнений, описывающих движение гидропривода с питанием от насосно-акку­

Отсюда дифференциальное уравнение интегральных кривых на фазовой плоскости

160

Анализ уравнений позволил найти состояние равновесия для данной гидравлической системы, т. е. при

и определить, что

Таким образом, для поглощения пульсации давления в объемном гидроприводе начальный объем ПГА и давление зарядки газом определяется выражениями

Входящие в уравнения постоянные коэффициенты можно заранее рассчитать для типовых случаев использования пневмогидроаккуму­ лятора. Тогда расчетные формулы существенно упростятся. Так, при использовании ПГА в качестве поглотителя пульсации в системе подпитки силового контура насоса (пульсация возникает при рез­ ком и частом изменении режима работы насоса и мотора) фирма Брюнингхауз рекомендует приведенное выражение объема ПГА при давлении зарядки 10 кгс/см2

Vd — объем нагнетательного трубопровода; Ар — перепад давления.

ПГА подключается к подпиточному клапану насосной установки или системы. Насосные установки постоянной производительности в судовых гидроприводах часто снабжаются автоматом разгрузки с подключенным пневмогидроаккумулятором. В этом случае ПГА должен выполнять две основные функции — источника гидроэнер­ гии, когда насос разгружен, и поглотителя пульсации или колеба­ ния давлений в системе в период включений — выключений авто­ мата. Однако ПГА, подключенный к автомату, как это предусмо­ трено конструкцией последнего, гидравлически отсекается от линии насос — автомат и, таким образом, становится малоэффективным в борьбе с пульсацией. Автомат, работая с большой скоростью запи­ рания, вызывает в насосной линии гидравлические удары, часто разрушающие элементы гидросистемы. В этом случае борьба с пуль­ сацией должна вестись главным образом методами устранения гидра­ влических ударов, основными из которых являются методы, способ-

ствуюідие увеличению времени срабатывания запирающего элемента системы или в данном случае автомата разгрузки.

Время срабатывания запирающего элемента можно определить по выражению

ГЛА В А

V

ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ

И ОБЩ ИЕ ПАРАМ ЕТРЫ СУДОВЫХ ГИДРОПРИВОДОВ

§22

Пусков ы е х а р а к те р и с ти к и

Опыт эксплуатации судовых гидроприводов показал, что в период пуска их механические характеристики отличаются от спецификационных и от режимов установившегося движения. Так, давление, требуемое для страгивания механизма, может существенно превы­ шать давление в режиме установившегося движения. При пуске возможен «бросок» давления, приводящий к разрушению элементов гидропривода. Отмеченные явления можно учесть еще в стадии проектирования.

В общем случае пусковое давление р"п превышает давление уста­ новившегося режима рм на величину Ар: /Яп = ри + Ар. Основ­

ными составляющими частями величины Ар в общем случае являются:

—давление, необходимое для страгивания мотора, т. е. на преодоление трения покоя, Ар£;

—давление гидравлического удара Дрл;

—давление, требуемое на преодоление сил инерции Ара.

В период пуска все перечисленные факторы действуют, одновре­ менно, т. е. Ар = /(Арм, АрА, Арш).

162

Величина Др« зависит только от конструктивных особенностей мотора. Давление, необходимое для страгивания механизма, в первую очередь определяется механическим к. п. д. мотора при нулевой

скорости г)„м. Эта величина показывает, какую часть теоретического момента (при г\ты = 1) составляет пусковой момент при том же давлении.

Пусковые качества гидромотора обусловливаются конструктив­ ными особенностями узлов, формирующих крутящий момент, и глав­ ным образом степенью разгрузки шатунно-поршневой группы от тангенциальных сил и узлов трения, от трения скольжения без гидростатической разгрузки.

В табл. 19 приведены результаты эксплуатационных испытаний палубных электрогидравлических кранов С-516 с гидромоторами Хэгглундс на теплоходе «Бийск». Видно, что пусковой к. п. д. гидромотора мало зависит от изменения нагрузки, он составляет

примерно 0,88—0,94, т. е. близок к трІ«,. Это объясняется совершен­ ством силовой схемы, формирующей крутящий момент: полной^ разгрузкой поршней от тангенциальных сил и использованием во всех узлах трения подшипников качения. Столь же высокие пусковые качества имеет гидромотор МР-16С, конструктивно схожий с мотором типа Хэгглундс [20]. Пусковой к. п. д. моторов МР-16С стабилен

при изменении нагрузки и близок к г]^м = 0,93.

С уменьшением степени разгрузки и введением неразгруженных углов трения скольжения пусковые качества гидромашин снижаются. На рис. 46 приведены характеристики семицилиндрового мотора Стаффа (Англия) с центральным кривошипно-чпатунным механизмом (аналогичен судовому ШГ-3) с неразгруженными поршневой группой

и опорой шатуна. Его пусковой к. п. д. т]тМ= 0,615. С введением гидростатической разгрузки в опору шатуна пусковой к. п. д.

мотора Стаффа увеличился до г\^ы — 0,8 [20].

На рис. 47 приведены характеристики мотора ГБМ, имеющего неразгруженный узел трения скольжения в траверсе (см. рис. 12).

Рис. 46. Характеристики семицилиндрового гидромотора Стаффа.

• — для пускового момента.

ѣ м f l / м и н

Рис. 47. Характеристики гидромоторов типа ГБМ.

164

В зависимости от нагрузки пусковой к. п. д. мотора ГБМ может изменяться в пределах 0,6—0,9.

Неудовлетворительны пусковые качества у мотора ГРП-2А, имеющего неразгруженные шатунно-поршневую группу и подшип­ ники скольжения (см. рис. 13). На рис. 48 приведены результаты многократных измерений перепадов давлений при страгивании гидромоторов ГРП-2А без нагрузки и с нагрузкой в составе палуб­ ных лебедок. На рис. 49 совмещены результаты указанных испыта­ ний с обобщенными результатами пусковых испытаний' палубных

ь)

S)

Рис. 48. Результаты пусковых испытаний гидромотора ГРП-2А без на­ грузки (а) и с нагрузкой (б) в составе палубных лебедок.

1 — зоны измерений для пяти моторов (478—482) при температуре масла (инду­ стриальное 20) 50° С; 2 — для мотора Кя 483; 3 — для мотора № 483 при темпе­ ратуре масла 30° С.

траловых лебедок, приводимых ГРП-2А. Испытания проводились при давлении на сливе 3— 15 кгс/см2 и давлении подпитки 5—

35 кгс/см2. Большая величина р„ отмечалась, как правило, при большем противодавлении.

По результатам испытаний рассчитан пусковой к. п. д. м для ГРП-2А в зависимости от нагрузки. Видно, что пусковой к. п. д. ГРП-2А изменяется в широких пределах и зависит от нагрузки, давлений на сливе и подпитки, температуры масла, качества изгото­ вления мотора, степени приработки деталей. Отмечено, например, что пусковые качества ГРП-2А улучшаются по мере увеличения продолжительности эксплуатации, но остаются существенно ниже

пусковых качеств моторов других типов. Его к. п. д. г)^м, как пра­ вило, лежит в пределах 0,3—0,7 в зависимости от нагрузки. Ухуд­ шению пусковых качеств ГРП-2А способствуют и такие конструк­ тивные особенности, как большое число поршней — до 54 (обычно моторы этого типа имеют 28—32 поршня) малого диаметра, что при­ водит к относительному увеличению площади трения. На траверсе закреплено по три поршня (обычно не более двух), что перегружает недостаточно жесткую траверсу, которая во время пуска деформи­

165

руется. Тяжело нагруженные подшипники скольжения катков не имеют принудительной разгрузки и смазки.

На рис. 50 приведены пусковые характеристики гидромоторов различного типа, из которых видно, что пусковые к. п. д. гидромо­ торов в лучшем случае не превышают 0,85—0,9. Значения пусковых к. п. д. судовых гидромоторов 0,95—0,97, указываемые в некоторой поставочной документации, на практике не подтверждаются.

Приведенный анализ дает возможность установить связь к. п. д.

гидромашин гі"„ с их механическими характеристиками и показа­ телем ß2 (см. § 8). Пусковые характеристики гидромашин хорошо аппроксимируются выражением

пп __ Рм

Им — п

< м

и полезный пусковой крутящий момент мотора

Ml = Сшгмры[1 - С'м (0,2 + p J M .

где

См — 1 у^СІмЦтмі Сы— С » -iS ,

Птм

166