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

терен тем, что в него входит скорость поршня и частота вращения. К нагрузке от давления добавляется еще нагрузка от скорости, т. е. инерционные нагрузки. И эти нагрузки для всех гидромашин уни­

Следовательно, С — mv2!R.

Так как сечение изменяется как квадрат, а масса— как куб длины,

S = aR2\ т = bR3

или

а условием для частоты вращения

и _ ЗОу _const

п ~~ " W — ~ ~ R ~ '

Более крупным гидромашинам (с большим R) следует задавать меньшее значение п, чтобы получить те же инерционные нагрузки. Эта зависимость применяется во всех областях машиностроения.

Если необходимо избежать критической частоты вращения с ре­ зонансным увеличением нагрузки не только для отдельного типо­ размера, но и для всех размеров ряда, то нужно знать, в каком от­ ношении к типоразмерному ряду находятся критическая и рабочая частота вращения, т. е. пк = kn.

Критическая и рабочая частота вращения для всех типораз­ меров находятся в одинаковом соотношении. Если для одного раз­ мера в ряду пк превышает рабочий диапазон, то же самое отмечается и для остальных типоразмеров. Если подобным образом рассмотреть все технические параметры (мощность, крутящий момент, ускоре­ ние и т. д.), то неизбежен вывод, что геометрически подобные кон­ струкции при нагрузке одинаковым давлением и при одинаковой рабочей скорости испытывают одинаковые нагрузки и их надежность принципиально равноценна. Следовательно, законы подобия можно использовать для оценки моторесурса унифицированных гидро­ машин, который определяется износной работоспособностью «сла­ бых» узлов. Если такими являются узлы с трением скольжения (рас­ пределители, траверсы и др.), то износный предел можно опреде­ лить моментом, когда мощность механических потерь меняет свою

237

закономерность, что свидетельствует о разрушении маслопленочной опоры на наиболее слабой поверхности и переходе с жидкостного трения на полусухое или сухое. Наступает предел износной рабо­ тоспособности kT. Во избежание этого для серии подобных гидро­ машин необходимо соблюдение условия прА «S kT.

Раскрывая гидроэнергетические параметры, получаем выраже­ ния для критерия износной работоспособности (§ 5):

пр j / 4 - < (K)Q;

V N n Y < (kT)N;

п Ѵ Щ ^ (kT)M-

Следовательно, чем больше размеры гидромашины, тем меньшую частоту вращения она должна иметь. Для гидромашин, ресурс которых ограничивается опорами качения, коэффициент износной работоспособности должен определяться по контактной усталости или коэффициентом работоспособности подшипников качения, свя­ занным в общем виде с параметрами режима выражением (см. § 10):

С = р (Тп)0'3.

Тогда для серии подобных гидромашин необходимо соблюдение условия

kT^ p n °-3= qnr'

Отсюда видно, что в гидромашинах большого размера принципиально легче реализовать высокий моторесурс.

Параметр характерного размера Л в теории подобия можно ис­ пользовать для оценки кавитационных характеристик унифици­ рованных гидромашин. Во избежание кавитации скорость потока жидкости в каналах гидромашин не должна превышать определен­ ных значений. Для серии подобных (унифицированных) гидромашин это достигается при соблюдении условия

пА ^ kK.

Выразив характерный размер Д через удельную постоянную и определяющие ее гидроэнергетические параметры, можно полу­ чить ряд выражений для критерия кавитационной работоспособ­ ности kK (см. § 5):

238

Отсюда видно, что чем больше гидромашина, чем выше ее мощ­ ность и крутящий момент, тем меньшую частоту вращения она должна иметь на номинальном режиме по критерию кавитационной работо­ способности.

В табл. 33 приведены значения подобия в ряду предпочтительных чисел, рекомендуемые для аксиально-поршневых гидромашин. За­ кономерность разбивки идентична (см. табл. 32) и дополнена от RIO

порциональности. Зная эти зависимости, нетрудно рассчитать тех­ нические данные и характеристики любого типоразмера в типоряду по одному известному размеру. По законам подобия сконструированы, например, гидромашины фирм Рексрот и Константин Раух, что видно из удвоения рабочего объема от размера к размеру в типоряду.

Сравним показатели (в относительных единицах) по основным параметрам (объем за один ход Ѵн = q, крутящий момент М, масса G, момент инерции Ѳ,- ускорение ф") для высокооборотного многомо­ торного гидропривода А (число моторов г — 4) с двухступенчатым редуктором (іх = 2, t2 = 8) при частоте вращения на валу п = 1, одномоторного с одноступенчатым редуктором Б (іх = 8) при п = 1

и малооборотного при п = 4 безредукторного В (рис. 61). Расчет

239

порциональ­ ности

Т а б л и ц а 34

Подобие по Куцбаху при равных давлениях и скоростях

выполнен с использованием коэффициентов пропорциональности а по Куцбаху. Приняв для варианта А аА = 1, для других вариантов коэффициент определим по соотношению

Следовательно, а Б = 2 и ав = 4.

Приняв параметры гидравлической части варианта А за единицу, относительные значения параметров гидравлической части моторов

Ѵн = 8; М = 8; G = 8; Ѳ = 32; <р" = 1/4.

Относительные параметры на выходном валу (для варианта В они являются и параметрами гидравлической части) для всех вариан­ тов приведены в табл. 35. Видно, что массы вариантов по гидравли­ ческой части относятся как 1 : 2 : 16 соответственно. В таком же соотношении должны быть и стоимости. По данному параметру вариант А почти в два раза выгоднее варианта Б, так как дополни­ тельный редуктор (ступень или измененное передаточное отношение в одной ступени) с і = 2 не внесет значительных отступлений от расчета. Для многомоторного гидропривода, наряду с массой, зна­ чение имеет момент инерции и ускорения. В варианте В достигнуть п = 1 не удается. Максимальная частота вращения варианта В составляет по закону подобия 25% от частоты вращения двух дру­ гих вариантов. Многомоторный привод позволяет унифицировать детали насоса и мотора, а также облегчить конструкцию.'

Из рядов предпочтительных чисел можно построить практически более удобные сдвоенные ряды (например, 1, 2, 4, 8 . . . ). Наибо­ лее экономные ряды предпочтительных чисел получаются, если из нижнего ряда выбрать несколько чисел так, чтобы остальные можно было получить умножением, делением, а также сложением или вы­ читанием (агрегатный принцип). Геометрическая разбивка по пред­ почтительным числам в сочетании с геометрическим подобием неиз­ бежно ведет к конструированию по рядам, в которых по одной величине (параметру) проектируется весь размерный ряд.

242

Влияние массы рабочей среды в системе на процесс разгона (ускорения) гидропривода

У=-<Р

* 4 2

Сравнение быстроходных гидроприводов с редуктором, тихо­ ходных без редуктора (высокомоментных моторов) и других типов можно произвести по группе констант инерции С и абсолютной постоянной Са:

и изменяется только от типоряда к типоряду. Зная величину Са, можно производить сравнительную оценку самых различных кон­ структивных форм. Такое сравнение имеет большее практическое значение, чем, например, сравнение по массе, поскольку оно не только позволяет сделать вывод о качестве конструкции, но и дает пред­ ставление о возможности ее практического использования.

Возможность сравнения и оценки различных конструкций по группе констант инерционности и по абсолютной константе выве­ дена теоретически из механики подобия и может быть использо­ вана не только для гидромашин, но и для других элементов гидро­ приводов. В табл. 36 показано влияние массы рабочей среды в системе на процесс запуска гидропривода с возвратно-поступательным и вращательным движением. Как видно, структура формул ускоре­ ний для обоих гидроприводов одинакова. Определяющим в процессе

Для увеличения ускорения рабочее давление должно быть высоким, что привело бы. к высокой механической нагрузке узлов привода. Но ускорение становится также большим, если уменьшается зна­ менатель. Это достигается уменьшением длины шлангов и плотности рабочей жидкости, рабочего объема и частного от деления момента инерции на объем, т. е. снижением постоянной группы констант инерции гидроприводов обоих типов.

§ 31

П е р сп е кти вн ы е к о н с тр у к ц и и ун и ф и ц и р о в а н н ы х гид р о м а ш и н

Гидромашины, применяемые в судостроении, в общем случае должны удовлетворять следующим главным условиям:

1. Основные спецификационные параметры гидромашин должны отвечать общим требованиям судостроения и быть на уровне ми-

244

ровых стандартов. К числу таких параметров можно отнести рабо­ чее давление, моторесурс и надежность, к. п. д., массо-габаритные показатели и ряд других.

2. Гидромашина должна быть базовой моделью унифицирован­ ного ряда широкого использования, иметь различные конструктив­ ные исполнения, позволяющие применять ее во всех типовых схе­ мах судовых силовых гидроприводов.

На рис. 62 приведена структурная схема.основных типов унифи­ цированного ряда объемных гидромашин, необходимых для судо­ вых гидроприводов, и показаны основные способы их регулирования. Потребности судостроения могут быть удовлетворены двумя прин­ ципиальными типами гидромашин: быстроходными, используемыми как регулируемые и нерегулируемые насосы и гидромоторы, и малооборотными, используемыми как высокомоментные гидромо­ торы.

Из быстроходных в мировой практике отдается предпочтение аксиально-поршневым схемам, которые рекомендуются как основ­ ные для широкого применения в судостроении [7,9]. Быстроход­ ные аксиально-поршневые схемы должны быть основной базовой моделью регулируемых и нерегулируемых гидромашин. Их регу­ лирование принципиально достигается изменением угла наклона блока или изменением наклона силовой шайбы, что определяет многие конструктивные особенности таких гидромашин. Так, современные гидромашины с регулируемым блоком имеют пово­ ротную люльку и поршневую группу с шатунами (Брюнингхауз, Меннесмен-Мейер, Константин Раух, ПД-Виккерс, Гидрогигант

и др.).

Такое конструктивное решение предопределяет сравнительно большие габариты и массу гидромашин, затрудняет улучшение виброакустических характеристик. Их ремонт из-за особенностей заделки шаровых опор шатунов, осуществляемой закаткой, воз­ можен только на специализированных предприятиях. В судовых условиях гидромашины данного типа неремонтопригодны. Отме­ ченных недостатков не имеют современные схемы гидромашин с регу­ лируемой шайбой (Лукас, Денисон, Товлер, Рексрот, Даути, Индустриверке и др.).

Из высокомоментных моторов в мировой практике отдается пред­ почтение радиально-поршневым с внешним силовым копиром. Гид­ ромашины этого типа пригодны для работы при высоких давлениях, осваиваемых в судостроении. По этому показателю неперспективны для судостроения гидромашины лопастного (пластинчатого) типа, хотя они и обладают лучшими массо-габаритными параметрами [7,

1 1].

Анализ основных гидроэнергетических характеристик поз­ воляет определить наиболее целесообразные конструктивные ре­ шения для главных узлов гидромашин. Очевидно, что для судо­ строения наиболее выгодны гидромашины, обладающие высоким к. п. д. во всем диапазоне использования. Это требование приобре­ тает особое значение для гидромашин, используемых в гидропри­

246