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

ГЛАВА

II

ОСНОВНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ

СУДОВЫ Х ОБЪЕМНЫХ ГИД РО М АШ ИН

§ 7

В лияние к о н стр укц и и

До 95% объемных потерь в гидромашинах происходит в эле­ ментах, замыкающих ее рабочий объем: у винтовых насосов — через зазоры между рабочими винтами и корпусом, у шестеренных — между зубьями и корпусом и т. д. В гидромашинах поршневого типа потери рабочей жидкости происходят в следующих основных эле­ ментах:

— через зазоры в паре поршень—цилиндр — 5— 15%;

—на гидростатическую разгрузку — смазку опор шатуна и под­ пятника— 10—15%;

—в стыках узла распределения — 75—90%;

—в цапфах поворотной люльки до 5%.

Узлом, определяющим утечки в поршневых гидромашинах, яв­ ляется не только распределитель, но и сопряженные с ними рабочие элементы, образующие зазор в стыке.

В настоящее время получили распространение несколько кон­ структивных разновидностей рассматриваемых узлов. Общие харак­ теристики и марки гидромашин, применяемых в отечественном и за­ рубежном судостроении, приведены в табл. 3.

Конструктивные особенности узлов распределения определяют также характер изменения утечек с изменением режимов работы гидромашины. При этом существенное влияние на характер измене­ ния утечек оказывает тип разгрузки торцевого распределителя.

В узлах распределения применяется гидростатическая и гидро­ динамическая разгрузка. В первом случае подводом жидкости по специальным каналам в рабочем зазоре распределитель—блок со­ здается статическая гидравлическая подушка, препятствующая утечке из рабочего цилиндра через стык. Статическая подушка (давление в подушке пульсирующее и определяется характером дав­ ления в напорном коллекторе) несколько увеличивает общие объем­ ные потери в гидромашине. Во втором случае уплотнение в стыке достигается механическим прижатием распределителя к блоку. Во время вращения жидкость проникает в стык через неплотности, со­ здает гидродинамический клин, раскрывая зазор, в результате чего увеличиваются утечки. В данном случае наряду с гидродинамическим эффектом имеет место и статический, так же как в первом случае

37

Т а б л и ц а 3

Конструктивные особенности узлов распределения гидромашин, используемых в судостроении

Особенности элементов конструкции, образующих зазор в узле распределения

наряду со статическим имеет место динамический эффект. Однако вторые явления менее выражены, что дало основание условно разделить торцевые распределители по характеру разгрузки на гидростатические и гидродинамические.

На основании формулы (26) можно записать

Рис. 5. Конструкция насосов серии 11Д-Виккерс.

откуда

п а э Г м

1— КѴмг ( Х і п & 2 л , & 4

'м п м

39

>

Данные зависимости устанавливают аналитическую связь объем* ных потерь с параметрами режима работы гидромашин.

Влияние параметра регулирования. Конструктивные особенности узла распределения гидромашин оказывают некоторое влияние на АQ (г). У аксиально-поршневых насосов с торцевым распределением типа ПД-Виккерс (рис. 5) и регулированием за счет изменения на­

На рис. 7 показаны эпюры давления в торцевом зазоре вдоль на­ ружной уплотняющей кромки распределителя насосов типа НПА-64 при различных давлениях нагнетания и частоте вращения.» Видно, что при всех давлениях нагнетания давление гидродинамического клина возрастает и, следовательно, увеличиваются утечки через за­ зор. Данное явление, очевидно, возможно только у гидромашин с разгруженным «плавающим» блоком при статически неразгружен­ ном распределителе с компенсируемым зазором стыка (типов ПД, НД, ИМ и др.). В гидромашинах аналогичного исполнения с рас-

40

пределителем, имеющим гидростатическую пульсирующую раз­ грузку-смазку (типов АПН-100, Меннесмен-Мейер, Брюнингхауз и др.), данное явление не наблюдается.

На рис. 8 показаны эпюры давления в торцевом зазоре распреде­ лителя насоса НРПА-50 (тип АПН-200) при различных давлениях и частоте вращения. Видно, что частота вращения не оказывает влияния на эпюру давления и, следовательно, на величину утечек. Благодаря статической разгрузке зазор в стыке определяется только давлением нагнетания, препятствующим образованию гидродинами­ ческого клина и раскрытию стыка.

Скоростное раскрытие уплотняющего стыка под действием воз­ растающего с увеличением скорости гидродинамического клина и увеличение утечек проявляются также на насосах шестеренного типа серии НШ-В, имеющих подвижные щеки с гидростатическим поджимом для компенсации зазора по торцу шестерен. Для насосов этого типа а 2 = 0,5-ь1,0. Для насосов НШ, не имеющих поджимных щек лопастных и винтовых насосов, величина утечек с изменением частоты вращения остается неизменной: а 2 я« 1.

Явлению скоростного раскрытия стыка не подвержены также быстроходные гидромашины с нагруженным блоком цилиндров (типов Лукас, WEB и др.). Нагруженный блок теряет свободу перемещения, сохраняя зазор в стыке независимым от скоростного режима. Для гидромашин отмеченных типов а 2 я» 1. С таким же показателем аппроксимируются характеристики тихоходных радиально-поршне­ вых моторов с плоским торцевым распределителем, с уплотняющими поясами без разгрузки, с компенсируемым зазором (типа ГБМ). Малая частота вращения не создает условий для образования гидро­ динамического клина и раскрытия стыка. Для гидромашин с цапфен­ ным распределением показатель ос2 1 -т-1,5. Гидромашины этого типа имеют фиксированный зазор в стыке. Показатель сс2 >■ 1 встре­

чается на режимах при п 0,6 и возрастает с увеличением частоты вращения.

В этом случае можно наблюдать относительное уменьшение проте­ чек. Это явление объясняется турбулизацией потока жидкости в узлах распределения, что вызывает гидравлическое уплотнение рабочих объемов при повышенной частоте вращения гидромашин. Данный эффект в наибольшей мере проявляется у гидромашин с относительно высокими утечками.

Влияние нагрузки. Принято считать, что объемные потери в гид­ ромашинах прямо пропорциональны рабочему давлению (перепаду давления в рабочих полостях гидромашин) [1; 27]. В этом случае а 3 = 1.

Исследования характеристик гидромашин различных типов по­ казывают, что сс3 лежит в пределах 0,9—2,0 и в ряде случаев возра­ стает до 3,0. Характерно, что у гидромашин, узел распределения которых имеет фиксированные зазоры (распределители цапфенного

42

Рис. 8. Конструкция распределителя насоса НРПА-50 (а) и эпюры давления вдоль кольцевой

проточки, соединяющей карманы для смазки при различных частоте вращения и давлении (б).

Ы

Для гидромашин с распределителями типа ІІД-Виккерс (рис. 9). Это свидетельствует не только об абсолютном, но и об относительном увеличении утечек с ростом давления. С увеличением давления проис­ ходят отжим разгруженного цилиндрового блока от распределителя,

ками сс3 меньше единицы и достигает значений 0,3—0,5. Это свиде­ тельствует о том, что с увеличением давления в рабочей полости эффект гидростатического поджима (компенсации зазора) повышается.

Пѵ

Рис. 10. Характеристики т}ѵ(ѵ) гидромашин различных ти­ пов.

1— 1ІД-20 при р — 25 кгс/см2;

2— IIД-20 при р — 100 кгс/см2;

3— НШ-32 при р — 100 кгс/см2;

6 — НШ-40В при р = 100 кгс/см2;

Так как зазор по торцу шестерен увеличивается менее интенсивно, чем давление, относительная величина протечек уменьшается.

Влияние вязкости рабочей жидкости. Показатель а4 для гидро­ машин различного типа лежит в пределах 0,3— 1,0 (рис. 10). При этом большие значения показателя характерны для гидромашин с относительно большими и фиксированными зазорами в распреде-

44

лителях и рабочих узлах, а меньшие — с относительно малыми и ком­ пенсируемыми зазорами. Тот факт, что во всех случаях ос4 •< 1, свидетельствует о том, что утечки изменяются менее интенсивно, чем вязкость рабочей жидкости.

Очевидно, наряду с ламинарным имеет место и турбулентный ре­ жим течения жидкости в рабочих зазорах, вызывающий повышенное гидравлическое сопротивление и тем самым уменьшающий величину относительных утечек.

Причиной турбулизации в данном случае являются не условия, определяемые числом Рейнольдса, для которых оно всегда суще­ ственно меньше 2000 (что характеризует ламинарный режим истече­ ния), а режим работы и состояние самого зазора (относительное пере­ мещение поверхностей, вибрация и шероховатость).

§ 8

В лияние к о н с тр у к ц и и и р е ж и м а работы ги д р о м а ш и н ы

на м е ха н и ч е ски е потери

Механическими потерями в гидромашинах являются потери на трение при перемещении взаимно соприкасающихся рабочих узлов.

45

кают механические потери, и примерные значения этих потерь на спецификационном режиме (номинальном или максимальном). Основ­ ное влияние на механические потери в гидромашинах оказывают степень разгрузки поршневой группы от тангенциальных сил и осо­ бенности узлов трения (качение, скольжение или гидростатическая разгрузка) во всех кинематических звеньях гидромашин. Минималь­ ные потери на трение имеют гидромашины с полной разгрузкой порш­ невой группы, с узлами трения качения или гидростатически раз­ груженными.

Приведенные в табл. 4 величины потерь характерны для спецификационного режима. С изменением режима работы гидромашин доля механических потерь узлов трения в общем балансе может су­ щественно измениться. Влияние параметров режима на величину механических потерь можно определить из выражений (1), (3) и (26):

Аналогично можно найти величину механических потерь из урав­ нений (22), (24):

Рассмотрим влияние параметров режима на характер изменения потерь в объемных гидромашинах распространенных в судостроении типов.

Влияние параметра регулирования. Независимо от конструктив­ ных особенностей насосов с уменьшением параметра регулирования (эксцентриситета) относительная величина потерь возрастает и меха­ нический к. п. д. снижается. При этом у насосов, выполненных по схеме ПД-Виккерс (рис. 11), с разгруженной шатунно-поршневой группой максимальное значение г\т (г) обычно находится в интервале параметра регулирования г ä* 0,7 -ні. Это объясняется возрастанием боковых сил, действующих на поршень, с увеличением параметра

46