§ 6. Крутящий момент, передаточное число и к. П. Д.

гидрообъемного преобразователя

(85)

(86)

Если на поршень гидромотора (насоса) действует сила Р (рис. 211), равная произведению давления р на рабочую площадь F, то при своем движении от в. м. т. до н. м. т. на пути S он совершит работу

A~PS = pFS.

Так как произведение FS есть рабочий объем цилиндра q, то фор- мула (85) примет вид

A = pq.

Если давление р выражено в МПа, а объем в литрах, то работа поршня (Н-м)

Л= 10⁵р10~³<7= 10 ²pq.

Работу кривошипа подсчитывают так:

А — Т2пг = /И_РМ 2л,

где Т — окружное усилие, Н; М™ — крутящий момент гидромотора, Н • м.

(87)

(88)

Рис. 211. Схема действия сил на гидромотор.

Из формул (87), (88) следует:

В. МЛ Н.М.т.

L Ю² pq= 2зхМ_гм.

(89)

Если вал гидромотора имеет частоту вращения п, его мощность (кВт) будет равна

(90)

Произведение qn есть производитель

ность гидравлической машины, которую принято обозначать Q, л/мин, поэтому формула (90) примет вид:

N

15,9 рд.

(91)

(92)

™ 600 •

Из уравнения (89) определится крутящий момент гидромотора

м =

™ 2л

Силовое передаточное число гидрообъемного преобразователя бу- дет равно отношению крутящих моментов на валах гидромотора и на- соса, то есть

. М_гм _ q_rit

сил — ,, 7"

Ми <?н

Из формулы (92) следует, что отношение крутящих моментов на валах гидромотора и наноса прямо пропорционально отношению их рабочих объемов.

Производительность насоса Q_H и расход рабочей жидкости, прохо- дящей через гидромотор Q™, соответственно равны

- частоты

Qh = Як п_я; Q_rM = Яш ^пгм> (93)

где <7н, Qtm — соответственно рабочие объемы насоса н гидромотора; п_в, п_тм ■ вращения насоса и гидромотора.

_?ГМ

(94)

1ск —

йш

и, учитывая, что отношение п_я к п_гм есть скоростное передаточ- ное число, окончательно будем иметь

Оги <7н

Из формулы (94) следует, что скоростное передаточное число на- соса и гидромотора обратно пропорционально их рабочим объемам.

При работе гидромашин имеет место три вида потерь: объемные, гидравлические и механические.

Объемные потери—это потери, возникающие при просачи- вании жидкости из полости нагнетания в полость всасывания, а также другие виды утечек жидкости через неплотности.

Гидравлические потери обусловлены различными сопро- тивлениями, которые встречает жидкость при своем движении в систе- ме: в трубопроводах, кранах, распределителях и т.д.

Механические потери вызываются трением в деталях пе- редачи— подшипниках, шестернях, уплотнениях и др.

п_я

^птм

Так как расходы насоса и гидромотора равны (Q_H=Qгм), то

Объемные к. п. д. насоса и гидромотора соответственно равны

(95)

Лоб-г

<?гм Ягм

Поб.н — .

(2ф

где Qt> — фактическая подача насоса; q_Hn_B — теоретическая подача насоса; q_Tм, «гм — теоретическая подача гидромотора.

Общий объемный к. п. д. гидропередачи, включающий один насос и один гидромотор, рассчитывается по формуле

Йты ^пгм

ЧнПн

(96)

Т1об-гп — ^т1об.в Лоб-гм ^:

Гидравлические и механические потери в гидрообъемном преобра- зователе учитываются гидромеханическим к. п. д. насоса и гидромотора соответственно

Лм.и

Мф.1

15,9wh .

(97)

Af<j)._r

Пм.Г

15,9/и/_гм

где Л1ф._н — фактический крутящий момент на валу насоса; Мф._Гя — фактический кру- тящий момент иа валу гидромотора.

По аналогии с формулами (97, 98) гидромеханический к. п. д. си- стемы насос — гидромотор

Л1ф._гм

Пм.ГП Пм.н Пм-гм — *

Мф.н

Полный к. п. д. гидравлического преобразователя определится из формул (96), (98):

(100)

<?гм "гм мФ •гм

П ~ Поб'ГП Пм.гп ^:

Чн Па Мф.н