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

Рис. 23. Универсальные характеристики насосов HAP-27F фирмы Меннесмен-Мейер и АПН-200 при п — 1500 об/мин: а — по доку­ ментации на поставку; б — расчетные.

рости приводного электродвигателя, и р = 175 кгс/см2, соответствующему настройке предохранительного клапана. При ѵ = 12 сСт

0,137 ■1500-1751'5

IVн — 17,5 — 2,7-10-31500.12 = 61 кВт,

при V = 500 сСт IVн — 72 кВт.

Расчеты показывают, что при пуске насоса в зимних условиях (насос может работать при вязкости до 1000 сСт) потребляемая им мощность значительно превышает спедификадионную (см. рис. 23). Это необходимо учитывать при выборе электродвигателя к насосу, предназначенному для работы в палубных гидроприводах открытого размещения.

Одним из важнейших параметров судовых гидроприводов, тесно связанным со всеми гидроэнергетическими, является моторесурс — как гарантийная, с определенной степенью надежности продолжи­ тельность его безотказной работы с заданными характеристиками. Обычно гарантийный моторесурс Т, как величина в известной мере коммерческая, значительно меньше действительного моторесурса Тд, который определяется пределом технических возможностей гидро­ машин или пределом износной работоспособности ее наиболее на­ груженных узлов. В общем виде связь моторесурса с конструктив­ ными особенностями гидромашин и параметрами режима работы можно выразить зависимостью

где CR — постоянная типоразмерного ряда гидромашин, определяе­ мая размером и конструктивными особенностями гидро­ машин (главным образом, узлов, ограничивающих мото­ ресурс) и запасом гарантийного моторесурса к пределу износной работоспособности;

ср{ — показатель режима, определяющий характер влияния его параметров на моторесурс.

Предел износной работоспособности определяется особенностями рабочего узла и видом трения. В гидромашинах имеют место все распространенные в машиностроении виды трения. Для узлов с тре­ нием скольжения износный предел можно определить моментом, когда мощность механических потерь меняет свою закономерность, что свидетельствует о разрушении маслопленочной опоры на наи­ более слабой поверхности и переходе с жидкостного на полусухое или сухое трение. Наступает предел износной работоспособности. Во избежание данного состояния для серии подобных гидромашин (узлов) необходимо соблюдение условия [14]^СТ^ Апр, где А =

=q = qr — характерный размер (см. § 5). Тогда TR — —^ — .

Следовательно, для рассмотренного случая фх = 0,33, ф2 = Фз = 1-

В современных гидромашинах наиболее нагруженные узлы с тре­ нием скольжения работают в условиях гидродинамической или гидро­ статической разгрузки, что может существенно изменить эффект влияния нагрузки и скорости на характер износа.

Изнашиваемость деталей зависит от работы трения и, следова­ тельно, от коэффициента трения f [19].

Можно считать, что моторесурс обратно пропорционален мощно­ сти трения или

T r = ’ где (п = (58)

Коэффициент трения для легко нагруженных пар трения сколь­ жения при жидкостной смазке в общем случае можно выразить фор­ мулой

Для плоского и линейного внешнего контакта все т = 0,5, для линейного внутреннего контакта все т = 1.

Следовательно, для данных условий трения формула (58) прини­ мает вид

=Ф4 == 0,5 (быстроходный разгруженный плунжер—цилиндр, рас­

пределитель—блок, башмак—шайба, траверса направляющая, ра­ бочие винты, подпятник и т. п.); для линейного внутреннего контакта ф2 = 2; фз = 0; ф4 = 1 (подпятники скольжения, тела качения роли­ коподшипников).

Для тяжело нагруженных узлов трения скольжения в условиях граничного (полужидкостного) трения

Примерные значения показателей по результатам обобщения экспериментальных данных [25] при смазке минеральными мас­

циально нагруженные тихоходные силовые гидроцилиндры, на­ груженная цапфа и т. п.).

69

При линейном контакте скольжение плюс качение для тяжело нагруженных поверхностей (катки по поверхности копиров), согласно контактно-гидродинамической теории, по данным [25 ]

Для узлов и гидромашин, ресурс которых ограничивается опо­ рами качения, коэффициент износной работоспособности должен определяться по контактной усталости или по коэффициенту работо­

симости от режима работы в общем случае можно выразить в виде

Видно, что подшипники качения значительно более чувстви­ тельны к нагрузке, чем подшипники скольжения.

На работоспособность основных подшипников приводного вала в регулируемых гидромашинах значительное влияние оказывает параметр регулирования, т. е. угол наклона блока (силовой шайбы), или его эксцентриситет, вызывающий дополнительные радиальные усилия на подшипники вала. Упор на подшипники смещается отно­ сительно оси, уменьшая запас их работоспособности.

Характер влияния параметра регулирования в данном случае можно определить по номограммам гарантийного моторесурса регу­ лируемых насосов фирм Меннесмен-Мейер (рис. 24), Брюнингхауз, Константин Раух и ряда других, применяющих в качестве опор силового вала в серийных гидромашинах подшипники качения без гидростатической разгрузки.

70

Для всех нагрузочных режимов гидромашин с неразгружён­ ными подшипниками вала Т (г) аппроксимируется уравнением

С введением гидростатической разгрузки подшипников вала срок их службы существенно возрастает и тем значительнее, чем меньше параметр регулирования.

На рис. 25 приведена конструкция подшипникового узла с ча­ стичной гидростатической разгрузкой, разработанная фирмой Кон­ стантин Раух, для гидромашин ти­ поразмеров 40, 50 и 63. При та­ кой конструкции результирующая осевая сила, возникающая при работе поршней и передаваемая

порной магистрали через внутренние каналы в неподвижной опоре. Две пары башмаков, каждая из которых соединена с одной из маги­ стралей, позволяют обеспечить гидростатическую разгрузку под­ шипников при реверсировании гидромашины, т. е. при изменении стороны высокого давления. Дроссельные отверстия в башмаках обеспечивают доступ масла к рабочему торцу башмака, по которому скользит вращающийся опорный диск.

На рис. 26, а показано, во сколько раз увеличивается моторесурс подшипников вала с гидростатической разгрузкой приведенной кон­ струкции (для работы с муфтой) по сравнению с этими же подшип­ никами, не имеющими разгрузки, в зависимости от угла наклона

люльки блока цилиндров ср°. На рис. 26, б приведен график Т {г) в относительных единицах для подшипниковых узлов без разгрузки (см. рис. 24) и с гидростатической разгрузкой (см. рис. 26, а).

Видно, что наибольшую работоспособность подшипники имеют при г = 0 (холостой ход). В этом режиме ресурс подшипников без

71

разгрузки возрастает в пять раз, а с разі'рузкой рассматриваемого типа — в 15 раз по сравнению с ресурсом при максимальном угле (,г = 1). Гидростатическая разгрузка позволила увеличить ресурс подшипников вала при наибольшем угле наклона блока (25°) в три

Рис. 25. Узел приводного вала с гидростатической разгрузкой подшипников гидромашин фирмы Константин Раух.

1 — опора; 2 — башмак; 3 — опорный диск.

раза и при отсутствии наклона (холостой ход) — более чем в девять раз. Наибольший эффект гидростатическая разгрузка дает при малых углах. Так, даже при 75% угле наклона (г = 0,75) работоспособ­ ность узла возрастает в шесть раз. Эффективность гидростатической разгрузки резко снижается при углах наклона более 75% и при углах более 25° она становится малоэффективной.

72

График Т (г) для подшипников с гидростатической разгрузкой аппроксимируется уравнением

Работоспособность подшипников качения обратно пропорциональна частоте вращения. Таким образом, в общем случае ср2 = 1.

На работоспособность подшипников качения оказывают влияние также физико-химическая основа и вязкость смазывающей среды. Срок службы подшипника до выкрашивания шариков или поверх-

fl)

зависимость носит иной характер. Так, вязкость силиконовых масел (полисилоксановых) практически не влияет на долговечность, ауполигликолей и некоторых эфиров с увеличением вязкости долговеч­ ность подшипников снижается [25].

Все приведенные соотношения долговечности различных узлов трения в гидромашинах справедливы при работе на чистой смазы­ вающей среде. При загрязнении смазки интенсивность износа, харак­ тер влияния различных факторов и пределы износной работоспособ­ ности существенно изменяются.

По данным фирм Рексрот и Константин Раух (ФРГ), до 30% всех отказов в гидроприводах происходит вследствие интенсивного из­ носа рабочих узлов по причине загрязнений в смазке. В этих слу­ чаях рабочая среда содержит более 10б твердых частищ размером 5— 15 мкм, свыше ІО4 частиц размером 15—25 мкм и ІО3 частиц раз­ мером 25— 100 мкм на 100 мл.

Ц

Рабочая жидкость не только передает давление, но и служит смазкой. Оптимальные условия создаются при работе на чистом масле. Типичная степень загрязнения инородными веществами рабочих жидкостей гидроприводов, обычно составляющая 5—20 мг на 100 мл или (0,8н-3,5) • 10е частиц и более размером больше 5 мкм, для обес­ печения надежной работы гидроприводов в течение гарантирован­ ного ійоторесурса должна быть улучшена до требований чистой смазки, т. е. количество частиц размером более 5 мкм на 100 мл не должно превышать 104.

Скопление твердых частиц в рабочей жидкости вызывает своего рода цепную реакцию износа: загрязняющие вещества вызывают исти­ рание, которое быстро прогрессирует, приводя к повышенному за­ грязнению рабочей жидкости, и срок службы гидропривода катастро­ фически сокращается.

По данным фирмы Рексрот, на объекте, где было установлено

фильтрации до 3 мкм все насосы безупречно работали в течение двух лет. Отсюда можно сделать вывод, что практический срок службы гидропривода может определяться не работоспособностью тяжело на­ груженных узлов, а качеством очистки рабочей жидкости. Таким обра­ зом, тенденция к повышению степени очистки логически оправдана.

Смазочная пленка между трущимися элементами гидромашины является одним из главных элементов, обеспечивающих надежность

исрок службы гидропривода. Рабочая жидкость гидромашин должна отвечать определенным требованиям, главнейшее из которых — качество очистки. Следовательно, повышение качества очистки ра­ бочей жидкости технически необходимо для повышения моторесурса

инадежности гидроприводов.

Следует отметить, что срок службы целесообразно сконструиро­ ванных гидромашин при надлежащей фильтрации рабочей жидкости может быть большим. Если все рабочие детали гидромашины рассчи­ таны исходя из усталостной прочности, для них становится оправдан­ ным понятие «практически неограниченный срок службы». Факто­ ром, ограничивающим дальнейшее использование гидромашины в этом случае, может быть снижение ее к. п. д. до заранее установлен­ ного нижнего уровня. Практически наиболее напряженными эле­ ментами гидромашины, ограничивающими их моторесурс, являются коренные опоры (подшипники ротора, приводного вала, блока ци­ линдров, подпятника, средней цапфы), силовые катки и поверхности силовых копиров (у радиально-поршневых гидромоторов). Такие рабочие элементы гидромашин, как поршень—цилиндр, шаровые опоры шатунов, распределитель—блок цилиндров, подпятник тра­ версы, в целесообразно спроектированных гидромашинах выпол­ няются гидростатически, гидродинамически или механически раз­ груженными, при этом в условиях обильной смазки при качественной ее фильтрации существенного износа не наблюдается. Для таких гидромашин указанный в документации на поставку срок службы определен по наиболее напряженным подшипникам качения.

74

Подшипники качения являются единственным элементом гидромашины, о котором имеются достаточно точные данные в ката­ логах. Эти подшипники могут быть легко проверены, что позво­ ляет доверять указанному методу определения моторесурса гидро­ машины, хотя расчет подшипников качения основан на статических методах. Накопленный опыт применения подшипников качения в ма­ шиностроении позволяет с достаточной точностью учитывать дина­ мические явления в гидромашинах, подбирая из каталогов подшип­ ники с соответствующими «запасами». По данным фирмы Константин Раух, расчетный срок службы в гидромашинах отрабатывают более 90% всех подшипников качения, из них 50% — перекрывают его в пять раз, а менее 10% выходят из строя ранее расчетного времени.

Таким образом, приняв в качестве узла, ограничивающего работо­ способность объемных гидромашин, подшипники качения, получим

ѵф*

Фз = 3, ф4 <=&0,25 (при работе на минеральных маслах) и учитывая, что спецификационный моторесурс регулируемых гидромашин опре­ деляется при гс = 1, получаем

— /-0.67) — для регулируемых аксиально-поршневых гидромашин с не­ разгруженными подшипниками вала; R m — 14 (1,071 — г0’5) — для регулируемых аксиально-поршневых гидромашин с подшипни­ ками вала, имеющими частичную гидростатическую разгрузку. Зна­ чения Кт Для гидромашин, используемых в судовых гидроприводах, приведены в табл. 8.

75

Т а б л и ц а 8

Основные величины, рекомендуемые для ориентировочной оценки моторесурса судовых гидромашин

76