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

браическая сумма составляющих осевых сил, действующих на

<ЙТ СОцІ

йж ~ 2Л8 ~~ 2Л8*

По аналогии с выражением осевой силы насоса выражение для определения осевой силы, действующей в полости между турбиной и реактором, имеет вид

где R2 и Rx — соответственно максимальный и минимальный радиусы турбинного диска в боковой полости.

,10''н

Таким образом, в результате вышеизложенного можно опреде­ лить динамические составляющие осевых сил на насосе и турбине. Для определения статических составляющих по рабочим чертежам определяем неуравновешенные площади для насосной и тур­ бинной частей гидротрансформатора и определяем величину ста­ тических составляющих в зависимости от давления подпитки (рис. 176). Окончательно полная осевая сила равна сумме ста­ тической и динамической составляющих для каждого из рабочих колес. Осевую силу на реакторе можно определить из условия

Рх н + Ps т + Ps P = 0 .

На рис. 177 показано изменение определенных эксперимен­ тально осевых сил для различных типов гидротрансформаторов.

322

Из графика видно, что осевые силы достигают значительной величины и их необходимо учитывать при создании новых гидро­ трансформаторов. В практике применяют различные методы для снижения осевых сил. Чаще всего применяют разгрузочные от­ верстия в диске турбины или реактора. Разгрузочные отверстия вызывают перераспределение давлений в полостях рабочих колес, что приводит к снижению осевых сил. Однако влияние разгрузоч­ ных отверстий еще недостаточно изучено.

СТРОЙДОРМАШем, без разгрузочных отверстий и с разгрузоч­ ными отверстиями в диске турбины. Влияние разгрузочных отвер­ стий на характеристику осевых сил подробно рассмотрено в ра­ ботах [6, 10].

§51. РАСЧЕТ ВАЛОВ

Вбольшинстве конструкций современных гидротрансформа­ торов валы насоса и турбины являются полностью разгружен­ ными от радиальных усилий, так как мощность подводится и

ЛГ-340) на валах действуют только крутящие моменты. Возни­ кающие при работе осевые усилия воспринимаются подшипни­ ками и передаются на корпус. Их учитывают при работе подшип­ ников. Радиальные усилия, возникающие от действия рабочей жидкости на лопатки, взаимно уравновешиваются, а силы, обус­ ловленные весом вращающихся деталей, незначительны, и ими можно пренебречь. Однако валы некоторых типов гидротрансфор­

и крутящим моментами) производится по известным соотношениям.

и напряжение

324

Предел текучести стали 40Х, которая наиболее часто при­ меняется для валов гидропередач а т = 7,85108 Н/м2 (8000 кгс/см2 ). Предел прочности а в = 9,8- 108 Н/м2 (10000 кг/см2 ); степень пластич­ ности - ^ - = 0,8 и коэффициент запаса прочности с учетом сте-

пени пластичности (полученные в результате расчета реальные напряжения делят на коэффициент пластичности) п = l,7-f-2,2.

После поверочного расчета целесообразно проделать уточнен­ ный расчет вала на усталость. В этом случае общий коэффициент запаса прочности определится из соотношения

оо 1 о "

ППІ П„

Для стали 40Х пределы прочности при расчетах на усталость:

где

Амплитуда и среднее значение касательных напряжений

где

325

Общий коэффициент запаса прочности

Расчет шлицевых соединений. В большинстве конструкций современных гидротрансформаторов ступицы рабочих колес с ва­ лами и валы соединяются с валами двигателя и трансмиссии при помощи шлицевых соединений, обеспечивающих взаимозаме­ няемость, простоту демонтажа и передающих значительный по величине и знакопеременный момент. Наибольшее распростра­ нение имеют эвольвентные и прямобочные шлицы с центрирова­ нием по наружной поверхности. Причем эвольвентные шлицы с модулем 0,0035—0,005 м рекомендуется ставить на наиболее

вают на прочность по общеизвестным формулам. При расчетах требуется правильно определить расчетную нагрузку, что произ­ водится после выбора схемы действующих усилий и анализа ха­ рактера нагрузки; учитывать, что в зависимости от нагрузки меняются моменты на валах и деталях гидротрансформатора, поэтому при расчете подшипников, например, более целесообразно выбирать нагрузки на расчетном режиме, а при расчетах на прочность — нагрузки на режиме противовращения (если таковые

326

имеются) или на стоповом режиме. В любом случае при расчете на прочность ведущих узлов и деталей гидротрансформатора (связанных с двигателем) необходимо учитывать динамический

устройств и свойств материалов, из которых они изготавливаются. Из всего многообразия созданных уплотнений и материалов для них рассмотрим особенности только тех из них, которые нашли наиболее широкое практическое применение или пред­ ставляют интерес для гидродинамических передач. Основными требованиями, которые предъявляются к уплотнениям гидроди­ намических передач, являются:

герметичность, которая определяется конкретными условиями работы агрегата;

длительность срока службы без проведения профилактических работ, связанных с разборкой или демонтажом агрегата, включая срок хранения на складах;

стабильность работы в течение всего ресурса в широком диа­ пазоне температур рабочей жидкости;

минимальное трение и минимальный износ контактных поверх­ ностей при уплотнении вращающихся деталей;

компактность и минимальный вес; технологичность изготовления и сборки.

По назначению уплотнения гидродинамических передач можно разделить на уплотнения вращающихся деталей и уплотнения неподвижных соединений.

Уплотнения вращающихся деталей можно подразделить на контактные, бесконтактные и комбинированные. Контактные уплотнения применяют в тех случаях, когда необходимо обеспе­ чить высокую степень герметичности. Уплотнение в них дости­ гается за счет контакта поверхностей вращающейся и неподвижной деталей. Контактные уплотнения должны обеспечивать минималь­ ный износ контактных поверхностей при длительных сроках

„службы и небольшие затраты мощности на трение. Степень гер­ метичности контактных уплотнений зависит от перепада давле­ ний, плотности контакта уплотняющих поверхностей, свойств и температуры рабочей жидкости, материалов уплотнения и вра­ щающейся детали, формы и чистоты поверхности уплотняемых деталей. Контактное уплотнение препятствует проникновению рабочей жидкости для смазки трущихся поверхностей. Это спо­ собствует нагреву и износу деталей уплотнения. Повышенные давления на контактной поверхности и окружные скорости при­ водят к более интенсивному износу.

Оптимальное давление на контактной поверхности опреде­ ляется экспериментально для конкретного типа уплотнения или

327

на основании экспериментальных данных удовлетворительно ра­ ботающих аналогичных конструкций контактных уплотнений. Следует отметить, что ни одна из известных конструкций контакт­ ного уплотнения не может надежно работать без смазки и охлажде­ ния, которые необходимо обеспечить в процессе эксплуатации агрегата, допуская даже утечку через уплотнение в дренаж. С целью уменьшения износа контактных поверхностей необходимо располагать их на минимально возможных диаметрах, что обеспе­ чит минимальные окружные скорости.

Наиболее широкое распространение для уплотнения валов гидродинамических передач в месте их выхода из корпуса полу­ чили манжетные уплотнения.

На рис. 178, а, б, в показаны наиболее часто применяемые манжеты и способы их установки в агрегатах. Изготавливаются манжеты в специальных пресс-формах из резины различных марок и не требуют последующей механической обработки. Для увели­ чения прочности и жесткости манжеты армируют металлическими кольцами. В тех случаях, когда демонтаж манжет из агрегата

по центровочному диаметру и фиксируется в нем специальной гайкой или фланцем. При демонтаже она легко вынимается из корпуса.

В остальных случаях применяется манжета (рис. 178Д"б), которая запрессовывается в корпус или в специальную крышку и фиксируется в них, например, стопорным кольцом. При повы­ шенных давлениях (>2,94-10* Н/м2 ) целесообразно разгружать уплотнение при помощи дренажных отверстий или устанавливать на опорный корпус, который предотвращает ее выворачивание и ограничивает поверхность прилегания ее к валу. Установка ман­ жеты на вал производится с предварительным натягом, поддержа­ ние которого в процессе работы обеспечивается браслетной пру­ жиной, представляющей собой спиральную пружину, свернутую в кольцо (рис. 178, в). Недостаточный натяг по контактным поверх­ ностям приводит к негерметичности манжетного уплотнения, а чрезмерный натяг к интенсивному износу уплотняемых поверх­ ностей, перегреву и разрушению манжеты. Загрязненные рабочие жидкости увеличивают износ манжетного уплотнения. Вследствие конструктивных особенностей указанные типы манжет создают уплотнение только с одной стороны.

В гидродинамических передачах в качестве уплотнений ра­ бочей полости получили большое распространение уплотнительные кольца. Устройство уплотнительных колец вращающихся деталей аналогично устройству компрессионных колец поршней двигателя; однако в их работе имеется принципиальное различие. Компрессионное кольцо, совершая вместе с поршнем возвратнопоступательное движение, прижимается к поверхности цилиндра и к одной из стенок канавки поршня, создавая таким образом

328

уплотнение. Кольцо вращающегося вала прижимается под дей­ ствием сил упругости только к поверхности втулки (цилиндра); между боковыми плоскостями канавок и колец, как правило, имеются зазоры, величина которых часто определяется обработ­ кой. Чем больше этот зазор, тем меньше герметичность кольца.

Пру/кино, согнута ô кольцо коней А обернут ô'конец Б до упор L Место стыка опаяно

Рис. 178. Уплотнения гидродинамических передач:

а — манжета, свободно устанавливаемая в корпус; б — манжета, запрессованная в корпус; в — браслетная пружина

Таким образом, чтобы уплотнительное кольцо создавало большое сопротивление перетеканию жидкости, необходимо обес­ печить:

плавное прилегание кольца к поверхности втулки и минималь­ ный зазор между боковыми поверхностями кольца и канавки (10—15 мкм);

329