книги из ГПНТБ / Стесин С.П. Гидродинамические передачи учебник

В режиме противовращения (рис. 75, б) турбина работает как насос в том же направлении, что и основной насос. Следовательно, в схеме работают два последовательно расположенных насоса. Расход остается почти постоянным или несколько увеличивается. Момент турбины возрастает почти прямо пропорционально /. Величина момента насоса незначительно возрастает. Количествен­ ное изменение моментов и расхода зависит от лопастной системы. В обгонном режиме работа гидротрансформатора, показанного на рис. 75, б, аналогична работе трансформатора, показанного на рис. 75, а. Отличительной особенностью является то, что расход увеличивается до определенного значения, а затем практически остается постоянным.

Как на режимах противовращения, так и на обгонных режимах турбина (рис. 75, в) за счет подводимой со стороны механической энергии работает как насос, установленный последовательно основ­ ному насосу. В режиме противовращения знак момента на тур­ бине сохраняется, а в обгонном режиме — изменяется на противо­ положный. Расход имеет минимальное значение на одном из режи­ мов (близких к расчетному) и увеличивается с изменением режимов

работы в обе стороны. Момент насоса при cuU2rH2 = cuHlrHl при­ нимает нулевое значение. При дальнейшем увеличении передаточ­

ного отношения насос начинает работать как турбина. Как в ле­ вой, так и в правой части характеристики нулевое значение момента насоса наступает при одинаковом расходе. Таким образом, для гидротрансформатора с центробежной турбиной нет обрати­ мого режима.

§ 27. ОСНОВЫ РАСЧЕТА И ПРОЕКТИРОВАНИЯ ЛОПАСТНЫХ СИСТЕМ ГИДРОТРАНСФОРМАТОРОВ

Задание на проектирование и расчет гидротрансформатора.

Для расчета и проектирования гидротрансформатора задается характеристика двигателя, т. е. зависимость мощности Л/д в и мо­

ориентировочные габаритные размеры, а именно, максимальный диаметр гидротрансформатора и минимальное значение внутрен­ него диаметра D0. В задании должны быть установлены рабочий режим или рабочий диапазон (диапазон изменения передаточного отношения, в пределах которого к. п. д. гидротрансформатора не должен быть ниже определенной величины). В настоящее время оптимальные передаточные отношения і* различных гидротранс­

l min 75

120

Рис. 76. Схемы меридиональных сечений гидротрансформаторов:

а — с осевой турбиной; б — с центростремительной турбиной и двумя реакторами; в — с центробежной турбиной; г — с центростремительной турбиной и одним реактором

стоповом режиме. При работе на кранах и судовых установках оговаривается вид характеристики в зоне противовращения, а на транспортных машинах — в зоне обгонных режимов.

Выбор рабочей полости. Исходя из предъявленных требова­ ний, выбирают меридиональное сечение рабочей полости на основе имеющихся образцов. Наиболее распространенные их формы пока­ заны на рис. 76.

121

Если по заданию необходимо иметь і* = 0 , 5 ^ 0,8, то выбирают одноступенчатый гидротрансформатор; если t* — 0,2-^- 0,3, то двухступенчатый; при меньших і* — трехступенчатый.

При выборе принципиально новой формы рабочей полости ее необходимо довести до требуемых показателей экспериментально. При выборе формы из имеющихся образцов при прочих равных условиях надо стремиться к увеличению диаметра Д, и уменьше- н и ю о 0 , так как в этом случае будет более широкий рабочий диа­ пазон. Ширина проточной части может быть предварительно определена из условия [ 1 0 ]

ст = ( 0 , 1 4 * 0,25) wm a x .

Выбор напора Я и расхода Q для расчета лопастных систем. Напор Я и расход Q гидротрансформатора определяются при рас­ чете по заданной мощности УѴДВ. Соотношение между напором и мощностью может быть получено из формулы для коэффициента

Зависимость напора от расхода насоса приведена на рис. 68, а. Момент насоса также является функцией расхода [см. формулу ( 8 7 ) ] . Исходя из формулы (87) для случая, когда перед насосом расположен реактор, следует, что вид характеристики Ми = f (Q) определяется знаком величины, стоящей в скобках:

122

Продифференцируем выражение (87) для Мн по Q:

по энергоемкости и, следовательно, позволяет сравнить гидро­ трансформаторы по габаритным размерам и массе при прочих рав­ ных условиях. Чем больше коэффициент мощности, тем большую мощность может передать гидротрансформатор при тех же разме­ рах. Существуют два коэффициента мощности: %N — характери­ зует весь гидротрансформатор и отнесен к его активному диаметру;

— характеризует насос и отнесен к его диаметру выхода. Коэффициент /Сдг интересует потребителя, a Ѵ н — проектиров­ щика гидротрансформатора.

Как видно из рис. 77, с ростом энергоемкости насоса угол ло­ патки на выходе увеличивается. Одновременно увеличивается на­ пор насоса (см. рис. 68).

В общем случае напор насоса зависит от коэффициента мощ­ ности А,дгн и коэффициента быстроходности щ. Эту зависимость

123

можно получить из уравнений для коэффициента мощности и бы­ строходности.

Угол поворота лопатки на выходе из насоса ß H 2 = 35+- 90° и определяется соотношением коэффициентов мощности и быстро­ ходности [101:

f- = 0,00025 -г- 0,0008.

Большим расчетным значениям і* соответствуют большие значе­ ния — и Рн2 - Для гидротрансформаторов коэффициент XN =

-1,2,^4,4, a KNH = 2-5-11.

= 0,2^-0,45 и имеют ns = 250 и центробежную или двух-, трехсту­ пенчатую турбину. При заданном коэффициенте мощности XN можно определить активный диаметр гидротрансформатора

Для уменьшения габаритных размеров привода выбирают боль­ шие значения XN. Однако при больших значениях XN, как показы­ вают исследования [24], имеет место уменьшение к. п. д. гидро­ трансформатора, что связано с чрезмерной нагрузкой лопастной системы, отрывом потока от лопаток и интенсивным вихреобразованием.

Выбор числа рабочих колес и их взаимного расположения в рабочей полости. В гидротрансформаторах насос один, а турбин и реакторов может быть несколько. Количество турбин опреде­ ляется их коэффициентом быстроходности nsT. Если принять зна­ чения напоров и расходов на колесах одинаковыми (с точностью до к. п. д.), то n s T будет меньше ns за счет того, что частота вращения турбины на режиме максимального к. п. д. меньше. Можно счи­

уменьшая таким образом напор на каждой ступени. Поэтому можно рекомендовать при і* < 0,4 выбирать число турбин больше

124

одной. Количество реакторов выбирается в зависимости от числа турбин. В одноступенчатых гидротрансформаторах чаще всего имеется один реактор. При прямоугольной форме рабочей полости с центробежной турбиной, как правило, устанавливают два реак­ тора. В многоступенчатых гидротрансформаторах число реакторов

ронне исследовались осевые и диагональные насосы. При этом они были установлены в гидротрансформаторах с і* = 0,1-г 0,2, где было несколько турбин [5]. Исследования показали, что одновре­ менно с увеличением энергоемкости данного гидротрансформатора несколько снижаются его энергетические показатели, так как рост энергоемкости в основном происходит в результате увеличения расхода Q [5]. Турбины могут быть центробежными, осевыми, центростремительными, что существенно влияет на характер зави­ симости Q = / (і) и внешнюю характеристику гидротрансформатора.

Как было указано выше, могут быть получены гидротрансфор­ маторы прямого и обратного хода при любой последовательности колес: насос—турбина—реактор или насос—реактор—турбина. Однако для получения высоких экономических показателей реко­ мендуется последовательность колес: насос—турбина—реактор для гидротрансформаторов прямого хода и насос—реактор—тур­ бина для трансформаторов обратного хода. В этом случае реактор обеспечивает поворот потока и изменение знака циркуляции при обратном ходе. Как правило, гидротрансформаторы обратного хода выполняются с двумя реакторами — после насоса и после турбины перед насосом.

Расчет лопастных систем гидротрансформатора. К расчету лопастных систем гидротрансформатора приступают после выбора меридионального сечения, числа колес и их взаимного расположе­ ния, а также после расчета напора и расхода. Ведется расчет ло­ пастных систем методом последовательных приближений. В коле­

лопаток z. Расчет ведется для всех колес по средней линии тока. При этом принимаются допущения, описанные выше (см. гл. I , § 3).

Расчет насоса. Рассмотрим параметры насоса на выходе. Задаемся углом лопатки на выходе. На основании опытных данных рекомендуется ß H 2 = 35 90°. При большей энергоемкости, т. е. большем коэффициенте мощности, выбирают большие значения

125

CuH2oo = "Н2 — Cm H2 Ctg ßflß.

Относительная скорость без учета отклонения

Угол наклона потока с учетом отклонения от лопатки и стесне­

ния

"на си нг

Окружная составляющая с учетом отклонения потока лопат­ ками

Си\і2 ~ И ' Н ^ и Н г о з,

где fin — коэффициент, определяемый по формуле (18). Рассмотрим параметры насоса на входе:

окружная скорость

"нх = «н^ніі

126

меридиональная скорость без учета стеснения

Окружная составляющая абсолютной скорости на входе в насос находится из основного уравнения гидромашин

иН2си н а » — ^ ноо

С ы Н Ю

Входной угол потока без учета угла атаки, но с учетом стесне­ ния определяем из соотношения

(1 + t g 2 ß H 1 0 ) P H 1 s l n » p ^ - 2 * H 1 o H 1 s i n ß H 1 + ( o » - ? H l t g « ß H M l ) = О

Для решения уравнения (95а) определяется tg ß H l 0 :

W H l ~ C u H l c o

127

имеет место диффузорность и, следовательно, потери возрастут. Для исключения диффузорности увеличивают входной угол ло­ патки, задавшись некоторым углом атаки. В выполненных кон­

По заданному передаточному отношению /* определяют частоту

Выбор толщины лопаток производится так же, как и у насоса. Входной угол потока без учета угла атаки, но с учетом стеснения определяется по формуле

128

меридиональная скорость без учета стеснения

_ ___0

окружная составляющая абсолютной скорости

выходной угол потока с учетом стеснения, но без учета откло­ нения потока