Текст
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ
ПЕРЕДАЧИ
(ПРОЕКТИРОВАНИЕ, ИЗГОТОВЛЕНИЕ,
ЭКСПЛУАТАЦИЯ)
МОСКВА «МАШИНОСТРОЕНИЕ», 1980
ББК 27.2
Г12
УДК 532.5
Г12 Гавриленко Б. А., Семичастнов И. Ф.
Гидродинамические передачи: Проектирование, изго-
товление и эксплуатация. — М.: Машиностроение, 1980. —
224 с., ил.
85 к.
В книге рассмотрены основные свойства гидродинамических передач раз-
ных типов, методы их исследования и испытания. Изложены вопросы рас-
чета, проектирования, изготовления и эксплуатации гидромуфт и гидротранс-
форматоров. Рассмотрены методы профилирования лопаток колес гидротранс-
форматоров.
Книга рассчитана на конструкторов и инженерно-технических работников,
связанных с изготовлением и эксплуатацией гидродинамических передач.
31303-026
Г -------------26-80. 2702000000
038(011-80
ББК27.2
6П5.3
© Издательство «Машиностроение», 1980 г.
ОСНОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ
щ, Мд, мн, мт, М2 — частота вращения соответственно входного вала,
двигателя, насоса, турбины гидромуфты или гид-»
ротрансформатора, выходного вала, об/мин;
Mi, Ме(Мд), Мн, Мт, М2— моменты на тех же валах, Н • м;
N*, Ne, Nh, Nm, Л/2— мощности, передаваемые теми же валами, кВт;
со — угловая скорость, рад/с;
i— передаточное отношение;
1 Mi
ir = — = — — передаточное число;
/ м2
Q — объемный расход жидкости, м3/с;
Н — напор столба рабочей жидкости, м;
и, w, с — соответственно окружная, относительная и абси*
лютная скорости, м/с;
— меридиональная составляющая абсолютной скоро-
сти, м/с;
<s — скольжение, %;
В — тепловая напряженность жидкости.
Первая цифра при обозначении скоростей и радиусов означает: 1 — насос-
ное колесо (ведущий вал); 2 — турбинное колесо (ведомый вал); 3 — реактор;
штрихи у цифр — вторые и третьи ступени.
Вторая цифра при обозначении скоростей и радиусов означает: 1 — вход в
колесо; 2 — выход из колеса; Do — диаметр на входе в насос, м; г — число
лопаток; dBT — диаметр втулки насоса, м; Ь — ширина лопатки, м; 0 — угол
между направлениями относительной и продолжением окружной скорости, град;
а — угол между направлениями абсолютной и окружной скоростей, град;
।
Ф = —77------— коэффициент отдачи мощности; т)дг, г]вхр, Лд, Лгт, Лтр’ Лд*—
™ 1ном н
КПД соответственно двигатель-гидродинамического силового привода,
редуктора, двигателя,
движителя;
входного
узлов трансмиссии,
гидротрансформатора, механических
П1
Mi ном
а =
Mi М2
; а = ; у — ;
Ml НОМ-----------------------------Ml ном--Ml НОМ
Ml max Memax п1Ме max
Ml ном Л Me ном Mi ном
Р = ——-------— степень использования номинальной свобод-
N 1 ном
ной мощности двигателя;
Mo, Ьо, dQ, f0, е0 — коэффициенты перехода от параметров ча-
стичных характеристик к предельным;
3
fli, Uz, Aif A2, Bi, B2, Ei, E2, Dit D2— коэффициенты аппроксимирующих характе-
ристики полиномов;
Хн, A,i — коэффициенты момента насоса гидротранс-
форматора и входного вала;
h(7), ^гт — передаточное отношение системы входной
редуктор — гидротрансформатор и гидро-
трансформатора;
« л? Ji!
а , а —значения параметра в точке максимума со-
ответствующего КПД;
Q —- тепловыделения трансмиссии;
D'—диапазон соответствующего элемента или
привода (в зависимости от индекса);
D— активный диаметр гидротрансформатора;
/гр— коэффициент сопротивления прямолинейно-
му движению;
Р(Рпр), Pi, Ръ — сила тяги при прямолинейном движении, на
отстающем и забегающем бортах при пово-
роте;
Гвк — радиус ведущего колеса гусеничной маши-
ны;
0щ <» 0дк i — окружные скорости шестерен и дисков фрик-
ционов;
пш, Идк — число шестерен и дисков фрикционов в
трансмиссии;
— вес машины;
индекс «ф» указывает, что рассматриваются фиксированные значения величин.
ГЛАВА I
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
О ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧАХ
1. ОСНОВНЫЕ ТИПЫ ГИДРОПРИВОДОВ
Эксплуатация гидравлических приводов в различных отраслях
промышленности подтвердила их прогрессивное значение в разви-
тии современной техники.
Дело в том, что количество и форма естественных характеристик
двигателей недостаточно полно отвечают требованиям современной
практики. Поэтому в практике эксплуатации машин все больше и
больше требуется искусственное приспособление характеристик дви-
гателей к характеристикам приводимых машин. С этой целью в
различных машинах для изменения скорости и крутящего момента
на валу приводимой машины по сравнению со скоростью и крутя-
щим моментом на валу двигателя широко применяется гидропри-
вод.
Под гидроприводом понимают устройство для приведения в дви-
жение механизмов и машин, состоящее из гидравлической переда-
чи, системы управления, вспомогательных гидромагистралей и
вспомогательного оборудования. Гидравлической передачей назы-
вают устройство, предназначенное для передачи механической энер-
гии посредством жидкости.
Гидравлические передачи подразделяют на гидродинамические и
гидростатические (или объемные) гидропередачи [2]. Естественные
характеристики гидродинамических и объемных передач различны.
Отсюда следует, что каждая передача имеет свои области примене-
ния. В некоторых случаях эти области являются общими. Для обо-
их видов передач общим является и то, что они во многих случаях
предоставляют возможность отказаться от электропривода постоян-
ного тока и перейти на простые и дешевые нерегулируемые синхрон-
ные или короткозамкнутые асинхронные электродвигатели перемен-
ного тока. Кроме того, они позволяют в некоторых случаях
отказаться от применения зубчатых редукторов или упростить их,
значительно увеличить диапазон регулирования скорости, улучшить
экономику привода, снизить вес оборудования, уменьшить произ-
водственные площади и, наконец, автоматизировать рабочие про-
цессы машин.
Основным элементом гидродинамического привода является ги-
дродинамическая передача.
Гидродинамические передачи устанавливают только силовые
связи. Это значит, что данное передаточное отношение (/) поддер-
5
живается постоянным только при определенном соотношении нагру-
зок ведомой и ведущей частей.
При возрастании нагрузки на ведомом валу автоматически
падает частота вращения этого вала, если частота вращения веду-
щего вала поддерживается постоянной, и наоборот, при снижении
нагрузки частота вращения увеличивается. Это ценное естественное
свойство гидродинамических передач используется в тяговых ма-
шинах, где требуется автоматическое изменение усилия в зависимо-
сти от скорости.
Плавность трогания с места и перехода с одного режима на
другой, широкий диапазон регулирования частоты вращения ведо-
мого вала при сохранении постоянной частоты вращения ведущего
вала, ограничение крутильных колебаний [3] и защита от толчков,
возникающих во всем приводе, практически отсутствие износа де-
талей — все это обусловило широкое распространение привода с
гидродинамической передачей.
Главными элементами гидродинамической передачи являются
насосное колесо, непосредственно связанное с ведущим валом, и
турбинное колесо, связанное с ведомым валом (иногда вместо тер-
минов насосное колесо, турбинное колесо употребляют насос, тур-
бина). Энергия от насосного к турбинному колесу передается путем
гидродинамического взаимодействия потока и лопастных систем ра-
бочих колес; таким образом в этих передачах используется в ос-
новнохм кинетическая энергия жидкости.
Гидродинамические передачи, когда они, кроме насосного и тур-
бинного колес, имеют неподвижный реактивный лопаточный венец,
направляющий аппарат, могут помимо преобразования скорости
трансформировать и передаваемый крутящий момент. Такое устрой-
ство называется гидродинамическим трансформатором или гидро-
трансформатором.
При отсутствии реактивного элемента моменты на обоих валах
равны; такая гидравлическая система является гидродинамической
муфтой (гидромуфтой), способной при равенстве моментов широко
изменять передаточное отношение по скорости (см. рис. 1).
У гидротрансформаторов с направляющим аппаратом (реакто-
ром) можно следующим образом записать соотношение крутящих
моментов:
Мг ± 7И3 —ТИ2 = 0
или
+ (1)
где М3 — момент, воспринимаемый неподвижным реактором.
Гидромуфты не имеют реактивного элемента, и момент на ве-
домом валу всегда равен моменту на ведущем; следовательно,
(2)
так как Af3=0.
6
2. ПРИНЦИПИАЛЬНАЯ КОНСТРУКТИВНАЯ СХЕМА
И ХАРАКТЕРИСТИКА ГИДРОМУФТ
Типовая конструктивная схема гидромуфты приведена на рис. 1.
Рабочие колеса гидромуфт имеют прямые, радиальные лопатки.
В некоторых конструкциях возможны изогнутые или наклонные
4
Рис. 1. Конструктивная схе-
ма гидромуфты:
/—насосное колесо; 2—турбин-
ное колесо; 3—кожух; 4—ведо-
мый вал; 5—ведущий вал
лопатки.
Гидромуфта является сочетанием в одной машине колеса цент-
робежного насоса 1, колеса реактивной турбины 2 и охватывающего
ее вращающегося кожуха 3. Первое сое-
динено с ведущим валом 5, второе — с ве-
домым валом 4. Насосное колесо, вра-
щаясь от двигателя, передает работу по-
следнего жидкости, заполняющей гидро-
муфту, сообщая ей запас кинетической
энергии и энергии давления. Жидкость,
поступая на лопатки турбинного колеса,
преобразует этот запас энергии в механи-
ческую работу на ведомом валу и застав-
ляет последний вращаться. Выйдя из тур-
бинного колеса, жидкость вновь попадает
в насосное колесо, и в гидромуфте уста-
навливается замкнутая циркуляция жид-
кости между рабочими колесами. Таким
образом, связующим звеном между ве-
дущим и ведомым валами в гидромуфте
является жидкость.
Такая передача энергии происходит с
определенными потерями, внешне выра-
жающимися в том, что ведомый вал от-
стает от ведущего, как говорят,—про-
скальзывает.
Основные свойства гидромуфт и осо-
бенности их работы следующие:
1) независимое вращение ведомого и ведущего валов; ведомый
вал может быть неподвижным при вращении ведущего или иметь
промежуточные значения угловой скорости, однако предельная ча-
стота вращения ведомого вала должна быть меньше частоты веду-
щего вала на 1,5—3%;
2) плавное трогание с места и плавный разгон;
3) отсутствие трущихся пар и вследствие этого практически
отсутствие износа основных деталей;
4) ограничение крутильных колебаний;
5) бесшумность передачи;
6) высокий КПД (0,96—0,98) при номинальном режиме;
7) надежность при эксплуатации;
8) простота организации дистанционного и автоматического уп-
равления.
Гидромуфты устанавливают для выполнения следующих функ-
ций.
7
1. Регулирование частоты вращения ведомого вала при постоян-
ной частоте вращения двигателя (мощные питательные насосы в
котельных агрегатах ТЭЦ, центрифуги на химических заводах, вен-
тиляторы шахтного и другого оборудования, турбовоздуходувки в
установках для аэродинамических труб, для конверторов с кисло-
родным дутьем и бессемеровских цехов), регулирование скорости
спуска и подъема шахтоподъемных машин, регулирование частоты
вращения моталок прокатных станов, машин центробежного литья,
поддержание постоянной частоты вращения бортового генератора
при изменении частоты вращения двигателя.
2. Разгон больших масс, подключение и отключение стартера
при запуске газовых турбин, разгон масс при работе ножниц, при
пуске конвейеров и другого оборудования металлургических заво-
дов и заводов тяжелого машиностроения. В транспортных машинах
гидромуфты применяются в качестве отключающего устройства и
аппарата разгона в сочетании с механическими передачами.
3. Суммирование мощностей и реверс. На судах гидромуфты
применяют для суммирования мощностей при работе двух двига-
телей на один гребной винт. Применение гидромуфт для реверса
корабля исключает установку специального двигателя для заднего
хода.
3. РАБОЧИЕ ЖИДКОСТИ ДЛЯ ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ
Первые гидродинамические передачи были применены в судовых
установках; их рабочей жидкостью являлась вода (пресная и мор-
ская) .
В дальнейшем с применением гидромуфт и гидротрансформато-
ров на электростанциях, тепловозах, автомобилях, самолетах и т. д.
стали использовать различные сорта минеральных масел, а з по-
следнее время созданы специальные смеси жидкостей, предназна-
ченные исключительно для гидромуфт и гидротрансформаторов.
Основные физико-химические свойства масел, применяемых в гид-
ропередачах, приведены в табл. 1. Более подробно о рабочих
жидкостях см. в работе [3].
К рабочим жидкостям предъявляют следующие требования:
1) антикоррознонность (нейтральность к материалу уплотнений,
металлам, покрытиям и пластмассам);
2) малая вязкость в целях уменьшения потерь на трение и в то
же время хорошие смазывающие свойства по отношению к матери-
алам трущихся пар и уплотнений;
3) малое изменение вязкости в диапазоне рабочих температур,
т. е. высокий индекс вязкости;
4) нетоксичность жидкости и продуктов ее разложения-
5) огнестойкость и пожаробезопасность (высокая температура
вспышки и самовоспламенения, отсутствие в составе сильнолетучих,
легковоспламеняющихся веществ);
8
Физико-хймические свойства масел
Таблица 1
Марка масла Удельный вес Вязкость при 50° С Кислотное число, мг КОН на 1 г масла (не более) Количесч во золы, % (не более) Механические примеси, % (не более) Температура, °C
кинематичес- кая сСт условная ВУ° вспышка в от- крытом прибо- ре (не ниже) застывания (не выше)
Турбинное 22 (л) 901 20—23 2,9—3,2 0,02 0,005 180 —15
АУ 888—896 12—14 2,05—2,26 0,07 0,005 163 —45
АМГ-10 — Не менее 10 — 0,05 — Нет 92 —70
Индустриальное: 12 876—891 10—14' 1,86—2,26 0,14 0,007 165 —30
20 881—901 17—23 2,6—3,31 0,14 0,007 170 —20
30 886—916 27—83 3,81—4,59 0,2 0,007 180 — 15
45 886—926 38—52 5,74—7,07 0,35 0,007 190 — 10
АВТ-1 892—895 — 5,0—6,5 0,20 Следы Нет 180 —28
ВНИИНП-403 850 25—35 — 0,7 — 0,007 200 —10
Велосит 865—885 4,0—5,1 1,29—2,4 0,04 0,005 Нет — —25
Примечание. Вода, а также водорастворимые кислоты и щелочи должны отсутствовать.
ГЛАВА II
ПРОЕКТИРОВАНИЕ, ИЗГОТОВЛЕНИЕ, ИССЛЕДОВАНИЕ
И ЭКСПЛУАТАЦИЯ ГИДРОДИНАМИЧЕСКОГО ПРИВОДА
РАЗДЕЛЕННОГО ТИПА
1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ГИДРОДИНАМИЧЕСКОМ ПРИВОДЕ
РАЗДЕЛЕННОГО ТИПА
Под гидродинамическим приводом разделенного типа понимают
привод, у которого насос отделен определенным расстоянием от
гидроприводной осевой или центробежной турбины и соединен с
ней трубопроводом с соответствующей арматурой. Насос может
быть расположен выше или ниже гидротурбины под любым углом,
что очень удобно. Разделенный гидропривод впервые был приме-
нен в буровых установках, однако рассматриваемый нами привод
отличается от бурового тем, что он имеет замкнутый цикл рабочей
жидкости и является программно-управляемым с большим быстро-
действием.
В связи с тем, что гидротурбина отделена от насоса трубопрово-
дом, что вызывает добавочные потери на трение, коэффициент
полезного действия гидродинамической передачи разделенного типа
меньше, чем у гидромуфт и гидротрансформаторов, и составляет
п = 0,554-0,70.
В связи с компактностью малогабаритных осевых гидротурбин,
малой инерционностью, способностью работать с высокой частотой
вращения, возможностью их размещения на валу приводимого ме-
ханизма разделенный привод в ряде случаев предпочтительнее дру-
гих приводов, в том числе более экономичного гидродинамического
неразделенного привода (гидротрансформатора), а также электро-
привода.
Разделенный гидропривод применяется в приводе моталок про-
катных станов, в приводе насосов энергетических установок, весьма
перспективен для применения в пилах для резки металла, в агре-
гатах топливной системы летательных аппаратов и кораблей и т. п.
Естественное стремление во всех случаях к уменьшению размеров
и массы запорной арматуры и аппаратуры управления, а также
трубопроводов, к уменьшению количества рабочей жидкости вызы-
вает необходимость проектировать турбинные ступени на весьма ма-
лые расходы и соответственно малые значения удельной быстроход-
ности ns. В насосных агрегатах можно рекомендовать 30>/уъ>>8
для привода в целом.
В этих условиях наиболее простой в изготовлении и экономич-
ной является многоступенчатая осевая турбина с цилиндрическими
10
с полым валом для пропуска
Следует отметить, что постро-
для привода вспомогательных
Рис. 2. Осевая турбинная
ступень:
/—рабочее колесо; 2—направляю-
щий аппарат
лопатками, отличающаяся однотипностью лопаточного аппарата
(рис. 2). Осевая турбина по сравнению с многоступенчатой центро-
стремительной турбиной имеет меньший диаметр, а по сравнению с
центробежной, снабженной перепускными каналами между ступе-
нями, более технологична. На рис. 3 показана осевая турбина для
привода высокоскоростной моталки
сматываемого раскаленного прутка,
енные и действующие гидротурбины
насосов в энергетических установ-
ках имеют частоту вращения от
3000 до 12 000 об/мин.
Во ВНИИМЕТМАШе освоено
изготовление цилиндрических лопа-
ток с хордами &на^15 (для лопа-
ток направляющего аппарата) и
hp^lO мм (для лопаток рабочих
колес), максимальная высота мик-
рон е р овн остей рабочих п ов ер хн о -
стей которых 154-20 мкм и
толщина выходных кромок ~0,4 мм.
Технология их изготовления состоит
из следующих этапов: проточка фа-
сонными резцами профилированных
колец большого диаметра (600—
В00 мм); разрезка колец на заготов-
ки необходимой длины; правка лопаток в штампах.
На рис. 2 показаны направляющий аппарат и рабочее колесо
малой осевой турбинной ступени. Торцовые поверхности лопаток
плотно прилегают к соответствующим цилиндрическим поверхно-
стям втулок и бандажей, что обеспечено посадкой последних с га-
рантированным натягом. Каждая лопатка закреплена на втулках
двумя штифтами, причем через каждую лопатку проходят длинные
штифты, соединяющие лопатки с бандажом. От смещения лопатка
удерживается штифтами, а также благодаря кривизне соосных ци-
линдрических поверхностей. Материал лопаток — сталь 12Х18Н10Т,
а рабочего колеса и направляющего аппарата—14Х17Н2 и
20X13.
Для ряда машин, в том числе и для металлургического обору-
дования, необходимо применение гидродинамического привода раз-
деленного типа не только с использованием естественных характе-
ристик гидротурбин, но и с принудительным регулированием, по-
зволяющим изменять частоту вращения с большим быстродействием
по любому заданному закону.
Особенностью конструкций таких гидротурбин [5] является на-
личие второй полости — тормозной, выполненной идентично рабо-
чей полости с зеркальным отображением венца или специально
спрофилированной и создающей крутящий момент, обратный по
знаку моменту рабочей полости.
11
Рис. 3. Осевая турбина разделенного гидродинамического привода для установки в высокоскорост-
ной моталке:
/ направляющий аппарат тормозной ступени; 2—тормозная ступень турбины: <3—направляющий аппарат рабо-
чей ступени; 4— рабочая ступень турбины; 5—полый вал; 6—питание гидротурбины; 7—един
2. ИССЛЕДОВАНИЕ МОДЕЛИ ГИДРОДИНАМИЧЕСКОГО ПРИВОДА
РАЗДЕЛЕННОГО ТИПА
Исследование модели гидродинамического привода разделенного
типа проводилось применительно к установке в скоростной моталке,
работающей по системе Эденборна. При работе по этой системе
сматываемый горячий пруток проходит через полую ось гидротур-
бины, которая приводит водило, укладывающее пруток в бунт. Для
правильной укладки в бунт необходимо, чтобы частота вращения
водила (следовательно, и гидротурбины) изменялась по закону,
близкому к синусоиде. При исследовании модели проверяли дина-
мику привода, систему автоматического управления гидротурбин
и быстродействие этой системы, имея в виду, что привод должен
обеспечить в натурном образце циклическое изменение частоты вра-
щения укладчика, имеющего значительные моменты инерции (/ =
= 304-40 кг-м2) при угловых ускорениях е = ±7 рад/с2.
Опытный гидродинамический привод был рассчитан на меньшую
мощность, чем натурный, и имел мощность 7 кВт; частоту вращения
ротора 860 об/мин; расход через рабочую полость гидротурбины
120 м3/ч; напор, срабатываемый одной полостью гидротурбины,
0,358 МПа; КПД гидропривода 0,6 [5].
Исследование гидропривода проводили на стенде, оборудован-
ном гидравлической системой автоматического регулирования.
Питание гидротурбины обеспечивалось центробежным насосом с
постоянной подачей по общему трубопроводу, разветвленному на
два патрубка перед входом в рабочую и тормозную полости гидро-
турбины, с замкнутой циркуляцией рабочей жидкости. Модель опыт-
ной гидротурбины представлена на рис. 4. Испытания проводились
с автоматическим программным регулированием скорости укладчи-
ка моталок скоростных проволочных станов. В качестве маховой
массы, которую гидротурбина должна была разгонять и тормозить,
на вал был насажен маховик с /=17,1 кг-м2, соответственно пере-
считанный на мощность модели.
На рис. 5 приведены графики изменения частоты вращения ро-
тора n=f(t) при регулировании гидротурбины только одним из
клапанов рабочей и тормозной полостей, а также одновременно
двумя клапанами обеих полостей с перемещением их по одному и
тому же закону. При этом принимали одинаковые для каждого эк-
сперимента число шагов tu электродвигателя, определяющих ли-
нейное перемещение штоков клапанов, частоту f шагового электро-
двигателя, характеризующую скорость перемещения, и время г
паузы между перемещениями.
Разработанный гидропривод с системой регулирования и вы-
бранный способ регулирования позволили получить при программ-
ном управлении закон изменения частоты вращения ротора гидро-
турбины, необходимый для привода высокоскоростных моталок
проволочных станов, обеспечивающих плотную укладку бунта.
Исследования показали, что подбором задаваемых параметров tur
f и т шагового электропривода управления клапанами можно
13
Рис. 4. Двухполостная гидротурбина гидродинамического привода разделенно-
го типа:
/—вал; 2 и 3—рабочая и тормозная полости гидротурбины; 4—подшипники; 5 и 8—тру-
бопроводы подачи питания в рабочую и тормозную полости; 6—направляющий аппа-
рат; 7—корпус
Рис. 5. Графики изменения частоты вращения ротора гидротурбины при
программном регулировании изменением расхода:
/—в рабочей полости; 2—в тормозной полости; 3—в рабочей и тссмоэной полостях
одновременно (uz=16; т=3 с; f=4 Гц)
14
осуществить с высоким быстродействием регулирование гидропри-
вода по любой заданной программе.
Кроме того, двухполосная гидротурбина с регулированием расхо-
да через рабочую и тормозную полости позволяет организовать не
только регулирование с большим быстродействием, но и работу
гидротурбины при прямом и обратном направлениях вращения.
3. МЕТОДИКА РАСЧЕТА ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ
ОСЕВОЙ МАЛОГАБАРИТНОЙ ГИДРОТУРБИНЫ
ГИДРОДИНАМИЧЕСКОГО ПРИВОДА РАЗДЕЛЕННОГО ТИПА
Излагаемая ниже методика, разработанная на основе опыта по
созданию во ВНИИМЕТМАШе гидротурбин и являющаяся даль-
нейшим развитием вопросов расчета осевых приводных гидротур-
бин, позволяет по заданным исходным параметрам расчетным путем
определить оптимальные геометрические размеры проточной части
осевой гидротурбины.
На рис. 6 приняты следующие обозначения:
D — средний диаметр проточной части; I — радиальная высота
(размах) лопатки; си, «2— конструктивные углы входа и выхода
лопатки направляющего аппарата (на), углы потока в абсолютном
движении; Pi, р2 — конструктивные углы входа и выхода лопатки
рабочего колеса (рк), углы потока в относительном движении;
бна, &рк — длина хорды профиля лопаток соответственно направляю-
щего аппарата и рабочего колеса; /на, /рк — шаг решеток соответ-
ственно направляющего аппарата и рабочего колеса; Вна, Врк—
проекции хорд профиля на ось гидротурбины; с, ст, си — соответ-
ственно абсолютная скорость, меридиональная и окружная состав*
15
ляющие абсолютной скоростей потока; и—окружная скорость;
w — скорость потока в относительном движении; Н — напор сту-
пени; /7рК — напор, срабатываемый на рабочем колесе. Индексы
означают: 1 — параметры на выходе из направляющего аппарата
и на входе в рабочее колесо; 2 — параметры на выходе из рабочего
колеса и на входе в направляющий аппарат; р2* — дополнительный
угол.
К особенностям рассматриваемых малогабаритных осевых гид-
ротурбин относятся малые диаметральные размеры; достаточно
высокие значения отношения среднего диаметра проточной части к
радиальной высоте лопатки Djl>l (в основном ^10); большая
густота решеток b/t; малые абсолютные размеры лопаток. Эти осо-
бенности позволяют проводить расчет геометрических параметров
по среднему диаметру с допущением равенства углов выхода и вхо-
да потока в проточной части гидротурбины конструктивным углам
лопаток и использовать прямые, незакрученные по высоте лопатки.
Исходные данные для расчета приводной гидротурбины: расход
воды через турбину Q, мощность N и частота вращения п. На осно-
ве этих данных расчетным путем необходимо определить следующие
геометрические параметры: D, I, си, аг, Pi, 02, &н.а, Ьрк, ^рк, ^на, а
также число ступеней приводной гидротурбины k. Число неизвест-
ных можно сократить введением в расчет характеристических вели-
чин, принятых в турбомашиностроении: коэффициента расхода
ст = -^, коэффициента циркуляции = _Си'
и и
степени реактивности q = HpJH и отношения среднего диаметра
проточной части к радиальной высоте лопатки, называемого «веер-
ностью», Q=D/l.
Определение оптимальных величин этих характеристических ко-
эффициентов позволяет установить геометрические размеры привод-
ной гидротурбины на заданные параметры. Задачу расчета сводим
к определению параметров ст, си, Q, D, 0 и k при условии обеспече-
ния максимально возможного КПД приводной гидротурбины.
Исходные данные позволяют составить два уравнения, функци-
онально связывающих искомые величины:
уравнение мощности
N = У(?Л2П2 д2-
602g- и V >
и уравнение неразрывности
Q = — D3 — Cm. (4)
60 0 V '
Очевидно, для определения шести неизвестных необходимо со-
ставить еще четыре уравнения. Для нахождения этих уравнений
используем выражения для КПД приводной гидротурбины, так как
в общем случае он является функцией тех же параметров, которые
определяют и мощность или полезную работу на валу гидротурби-
16
ны. КПД многоступенчатой осевой гидротурбины практически ра-
вен КПД одной ступени, если при определении КПД ступени учесть
потери с выходной скоростью потока за последней ступенью. Кроме
того, осевую многоступенчатую гидротурбину выгодно составлять
из идентичных в геометрическом отношении ступеней. Указанные
факторы позволяют при расчете приводной гидротурбины ограни-
чиваться расчетом одной ступени.
Выражение для КПД ступени можно записать
т| = 1 — Дг|, (5)
где Дг) — относительная величина всех потерь в ступени.
Следует учесть, что в ступени потери носят различный характер
и по-разному влияют на процесс преобразования энергии жидко-
сти в механическую работу, и что ступень в общем случае может
быть составлена из комбинации решеток направляющего аппарата
и рабочего колеса, имеющих различные коэффициенты потерь. По-
этому в выражении (5) Ат] целесообразно представить в виде
ДТ| = ДТ|гна “I- Д Лгрк Н- А*Пона “Г А*Порк Н- А*Пм "Т ^Лвс’ (^)
где Лцгна, Алгрк — доля гидравлических потерь соответственно для
направляющего аппарата и рабочего колеса: Дт]Она, Дцорк— доля объ-
емных потерь; Дт]м — доля механических потерь мощности на диско-
вое трение поверхностей рабочего колеса о воду в ступени; ДцВс —
доля потерь с выходной скоростью за последней ступенью.
Теперь для каждого Дтц, где f=l, 2, 3, 4, 5, 6 в порядке записи
правой части уравнения (6), найдем выражения, устанавливающие
зависимость их от искомых параметров.
1. Д'Пгна = Д'П1 определяется распространенной зависимостью
£на^1 /'7\
Дт1гна=^77’ (7)
Здесь возникают трудности для определения §па. Обычно коэф-
фициент потерь в решетке g определяется как £ = £пр + 5к, где gnp и
gK— коэффициенты профильных и концевых потерь. В технической
литературе приведены различные эмпирические зависимости раз-
дельно для £Пр и gK- Однако использование этих зависимостей для
турбинных ступеней с малой высотой лопаток, что характерно для
приводной малогабаритной осевой гидротурбины, невозможно из-за
существенного влияния концевых явлений на весь поток в ступени.
Поэтому для таких случаев коэффициент потерь определяется как
суммарный, учитывающий все виды потерь при движении потока
через решетку. Возникает необходимость в нахождении такой за-
висимости для gna, которая могла быть записана как функция иско-
мых параметров. Такая зависимость была получена в результате
статистической обработки, проведенной во ВНЙИМЕТМАШе, дан-
17
них продувок профилей паровых Дурбин и наиболее пригодных для
направляющих аппаратов приводных гидротурбин:
?на
0,0035
sin Q2 cos ai
(8)
Эта зависимость применительно к малогабаритным осевым гид-
ротурбинам с их указанными особенностями установлена для зна-
чений чисел Рейнольдса Re^6-105, т. е. для зоны автомодельности.
Сопоставление расчетных значений £ по формуле (8) и эксперимен-
тальных данных свидетельствует о практически допустимом соот-
ветствии. Теперь воспользовавшись соотношениями треугольников
скоростей, выраженными через характеристические величины
2 , . СИ \2
— pH—;
sin a2
а также уравнением Эйлера в виде Н = -^—си, можно выражение
s
(7) записать в следующей форме:
411™ = ДП1
Следует отметить, что отношение Ьва/1 для приводных малогабарит-
ных осевых гидротурбин практически не превышает 1,7—2,3 и для
расчета может приниматься равным двум. Сказанное позволяет
считать ]/йна/7 постоянным коэффициентом с известными преде-
лами изменения и использовать это обстоятельство для дальней-
ших расчетов приводной гидротурбины.
18
2. Дт]грк = Д'П2- Как принято в турбомашиностроении,
АПгрк^А^-^-. (Ю)
На коэффициент £рк распространяются все рассуждения, изложен-
ные выше для £на, и проведенная статистическая обработка дан-
ных продувок профилей наиболее приемлемых для использования в
приводных гидротурбинах, дает следующую аппроксимирующую
функцию для £рк:
, __ 0,025
^рк *
Sin 31 COS 32
С учетом формулы (11) выражение (10) путем подстановок, ана-
логичных проведенным для направляющего аппарата, можно за-
писать в виде
(12)
Здесь также следует отметить, что значения отношения &PK/Z для
приводных малогабаритных осевых гидротурбин составляют 1,2—
1,8. Для расчета принимают &рк//=1,5, т. е. как постоянную вели-
чину.
3. Дт]она=Д'Пз- Этот коэффициент учитывает влияние на эконо-
мичность гидротурбины утечки рабочей жидкости AQIia помимо ло-
паток направляющего аппарата через кольцевую щель между внут-
ренним бандажом направляющего аппарата и ступицей рабочего
колеса. Учитывая специфичность характера влияния этой утечки
на КПД гидротурбины, выражение для Дт]она можно записать
ДПока=^-(1-Р)- (13)
Применительно к конструкции осевой гидротурбины утечки рабо-
чей жидкости помимо лопаток направляющего аппарата можно
определить по формуле
ДЗна = РнаЛ Р -Z) §на
Коэффициент расхода кольцевой щели
Р'на
^на
2ВНа
19
здесь X—коэффициент трения (Л = 0,284-0,3); 6На — радиальный
зазор, по технологическим соображениям принимаемый
^0,002D; Вна—осевая длина направляющего аппарата, которая
в первом приближении с учетом оптимально возможной для ис-
пользования в приводных гидротурбинах номенклатуры аэродина-
мических профилей определяется зависимостью Вна = 0,5&На-
Учитывая эти факторы и то, что &на = 2/, окончательно для цНа
выражение запишем в следующем виде
1
рьия =----------.
/7
'5+т
Выражение (13) после подстановки входящих в него величин
и введения характеристических величин (с учетом Q = nDlcm) пре-
образуется к следующему виду:
з
. . 0,002(0— 1)У2сЙ(1 — р)2
ЛПона = ЛПз =------- - (14)
Ст ]/ 1,5+ —
4. Ацорк=Ат]4. Этот коэффициент, являющийся объемным КПД
гидротурбины, определяется соотношением
ДПорк = ДП4=-^. (15)
Проводя аналогичные, как и для Ат]Она, преобразования и учи-
тывая, что 6рК= 1,5/ и Врк = /?рк, окончательно получим
+ (16)
- 1 / . Ю,5
Ст у
5. Ат|м = Ат|5. При определении этого коэффициента необходимо
определить мощность трения. Поскольку вращающиеся элементы
рабочего колеса отделены от неподвижных частей гидротурбины
малым относительным зазором, заполненным жидкостью, определе-
ние мощности, затрачиваемой на преодоление трения о жидкость,,
можно производить по формуле Петрова, принятой в теории жид-
костного трения в подшипниках. Применительно к осевой гидротур-
бине мощность трения можно рассчитать для среднего диаметра в
связи с небольшой радиальной высотой лопаток и выражение для.
этой мощности записать
ДЛЛГР = р. -!L nD (5на + 5рк.) О).
О 3
Принимая во внимание ранее введенные зависимости для 6„
20
Впа и Врк, учитывая известные из механики соотношения для иисо^
получим следующее выражение для AAZTp:
A^.rp = 0,348iin3/z2L>2/.
Мощность ступени МСт запишем
ЛГсг=yQ^ = ynDlCm — са.
g
Тогда после несложных преобразований получим выражение для'
Дг]м:
* л 23 885v ,,
апм=ап5= ——— • (17)
cmDfyica
6. А’Цвс = Д'Пб- Для многоступенчатой осевой гидротурбины Дт]ВС:
определяется выражением
Используя соотношения треугольников скоростей и характеристиче-
ские величины, можно записать для Дг)вс следующее выражение:
-2 Л \2
ст+ 1_?-Т
ДПвс=ДПб --------——-------— (18)
Таким образом, выведенные зависимости для Аг|г определяются
искомыми параметрами, т. е. справедливо выражение
ДП = /(Д'П1-) = /(ст> Cu, Р, D, 9, k). (19)'
То обстоятельство, что уравнения (3) и (4), определяющие задан-
ные внешние характеристики приводной гидротурбины, и уравне-
ние (49), определяющее экономичность приводной гидротурбины,
являются функциями одних и тех же неизвестных -параметров, по-
зволяет составить четыре дополнительных уравнения для опреде-
ления шести неизвестных параметров.
Для этого проведем следующие операции. Найдем выражение
полного дифференциала Ат), зная его функциональную зависимость-
(19) и учитывая выведенные зависимости для каждого Дцг*. Полный
дифференциал Дт] в этом случае запишется
= d-c„ + dcm + dt + dc„ +
dcm op QCa
+^^+^dt.+^de„+^<l^+
dcm 0? dca dcm
2b
dP d9 । дёа dTm dP
+ _dAvL dQ _|_ _^5_ dca 4- -^- dcm + -^- dD 4-
dG duc dcm dD
+^6. + d-m + d^ d? + d^ dk (20)
dcu dcm dk
Теперь выбираем в качестве независимых переменных cu, ст, Q, D-
Тогда оставшиеся параметры 0 и k являются зависимыми перемен-
ными. Используя уравнение (3) и представляя дифференциал за-
висимой переменной k через дифференциал независимой перемен-
ной, получим
dk=-------dD--------4г- dcu,
D*cu D2c2a
Гле А ж°2^
1 yQjt2n2
Используя уравнение (2), определяем выражение для d0:
М = 3A2D2cmdD + A2D3dcm,
г, Л п2п
где А<2=-----.
2 600
Подставив значения dk и J0 в (20), проведя несложные преоб-
разования и введя обозначения для суммы частных дифференциа-
лов одних и тех же переменных, получим выражение полного диф-
ференциала Лт] в окончательном виде:
6 6 6
+1:^ +(1]гг+з^- s
/=1 Z=1 Z=1
_ У dD.
D4U ЛА /
Z=1
(21)
Теперь, если из выражения (21) полного дифференциала Дц
взять коэффициенты при дифференциалах независимых переменных
и приравнять их нулю, то получаем условие минимума Дт] (мак-
22
симума КПД ступени т]) и одновременно имеем дополнительные
четыре уравнения, которые совместно с уравнениями (3) и (4) об-
разуют систему из шести уравнений с шестью неизвестными:
N = yQn№
602£
r'vQ 1
=------ £-----
60 0 т
6 6
дСи D2c2a dk
6 6
6
VI дЬтд q.
dp
Z»1
6 6
i = 1 i — 1
6
2Ai Vi _dAvu_ = o
£37 X4 dk
Z=1
(22)
J
Решение системы уравнений (22) дает оптимальные параметры
Си, Cm, Q, D, 0 и k, которые обеспечивают максимальный КПД
приводной осевой гидротурбины при заданных N, Q и п. Геометри-
ческие параметры проточной части приводной гидротурбины опре-
деляются по приведенным выше зависимостям, а также на основе
принятых в турбомашиностроении зависимостей характеристических
величин от геометрических и кинематических параметров решетки.
Решение системы (22) может быть осуществлено на ЭЦВМ по
разработанной программе.
4. ЭКСПЛУАТАЦИЯ ГИДРОДИНАМИЧЕСКОГО ПРИВОДА
РАЗДЕЛЕННОГО ТИПА В МЕТАЛЛУРГИЧЕСКОМ
И ДРУГОМ ОБОРУДОВАНИИ
Применение гидропривода разделенного типа целесообразно
прежде всего в машинах, где по условиям эксплуатации, габарит-
ным размерам, характеристикам, требованиям по регулированию и
быстродействию невозможно использование привода другого вида.
Так, в приводе насосов размещение приводной гидротурбины на
одном валу с насосным колесом, радиальными и упорными подшип-
никами позволяет получить компактную конструкцию регулируемо-
23
го насосного агрегата, в котором для привода, а также для смазки
и охлаждения подшипников служит одна и та же рабочая жидкость
(например, вода), на которой работает приводимый насосный аг-
регат. Возможность объединения всех узлов, в том числем привода
насосного агрегата, на единой рабочей жидкости дает большие
преимущества при использовании гидропривода для насосов энер-
гетических установок, позволяет получить компактную конструкцию
регулируемого насоса совместно с приводом, имеющую высокие
технические характеристики и надежность. Например, приводные
гидротурбины находят применение в насосах откачки воды из теп-
лофикационных камер, где по условиям высокой влажности и требо-
ваниям взрывобезопасности ограничено или невозможно использо-
вание электропривода.
Гидродинамический привод разделенного типа в металлургиче-
ском оборудовании в ряде случаев при замене электромеханическо-
го привода позволяет создать оборудование с высокой степенью
автоматизации процесса, повысить производительность и надеж-
ность машин, снизить вес и размеры установки. Приведем некото-
рые примеры применения гидропривода в металлургическом маши-
ностроении.
В установке дисковых пил для нарезки медных труб и заготовок
гидропривод позволяет увеличить частоту вращения пилы с 3000
до 10 000 об/мин и при сохранении окружной скорости диска на
уровне 100—120 м/с значительно уменьшить его диаметр, что улуч-
шает конструкцию установки и повышает эффективность использо-
вания дисков. С применением гидропривода режущих дисков вес
установки снижается с 50 до 10 кН.
Гидродинамический привод формирующих роликов моталок не-
прерывных широкополосных станов горячей прокатки. На основа-
нии исследований, проведенных во ВНИИМЕТМАШе, выявлена
необходимость совершенствования привода формирующих роликов
моталок станов 2000 горячей прокатки с целью повышения его
надежности, улучшения процесса смотки листа в рулоны и повыше-
ния производительности ролико-барабанных моталок.
Ролико-барабанные моталки осуществляют смотку на барабан
готового листа в линии прокатного стана и оборудованы двумя, че-
тырьмя или восемью роликами, обеспечивающими формирование
рулона. Формирующие ролики таких моталок имеют индивидуаль-
ные приводы и два пневматических цилиндра, обеспечивающих
радиальное перемещение относительно барабана кассет с установ-
ленными в них попарно формирующими роликами.
Электромеханический привод формирующих роликов, состоящий
из индивидуальных электродвигателей постоянного тока мощностью
30 кВт, трансмиссионных и карданных валов, имеет низкую надеж-
ность. Наиболее часты отказы карданных валов, углы наклона
которых при работе привода достигают 15—20° и не позволяют
увеличить диаметр и массу рулонов, что ограничивает рост произ-
водительности листовых моталок. Крутильные колебания форми-
рующих роликов, обусловленные биением карданных валов при-
124
вода, являются одной из причин пробуксовки барабана относитель-
но полосы и повреждения ее поверхности.
Во ВНИИМЕТМАШе разработан гидропривод формирующих
роликов моталок, состоящий из расположенных консольно непосред-
ственно на хвостовиках формирующих роликов малогабаритных
осевых гидротурбин, питающихся от отдельно расположенной на-
сосной установки.
Навесные электродвигатели соответствующих гидроприводу па-
раметров из-за больших радиальных размеров не могут быть при-
менены в приводе формирующих роликов.
Размеры приводной гидротурбины, а также возможность приме-
нения воды в качестве рабочей жидкости позволяют получить на-
иболее эффективный для формирующих роликов привод навесного
типа, способный работать в зоне высоких температур (до 300°С)
и в условиях воздействия значительных вибрационных и ударных
нагрузок.
Гидротурбина способствует гашению вибраций и (Крутильных
колебаний, что повышает работоспособность узлов моталок и улуч-
шает технологию смотки полосы. Приводная гидротурбина имеет
небольшую удельную массу (7 кг/кВт по сравнению с 15 кг/кВт
у электродвигателей), поэтому увеличение масс поступательно-пе-
ремещающихся кассет с формирующими роликами несущественно,
и установка гидротурбин на роликах не приводит к повышенным
динамическим нагрузкам.
На рис. 7, а и б показаны созданные во ВНИИМЕТМАШе об-
разцы опытной и опытно-промышленной гидротурбин, установлен-
ных на формирующих роликах моталок листопрокатного стана
2000 Ново-Липецкого металлургического завода (НЛМЗ). Опытная
гидротурбина имеет полый вал 8 (рис. 7, а), что позволяет разме-
стить ее на хвостовике формирующего ролика 1. На валу гидро-
турбины установлены четыре рабочих колеса 7, а в корпусе 3
жестко закреплены четыре направляющих аппарата 6, размещен-
ных перед каждым рабочим колесом. Рабочие колеса и направляю-
щие аппараты имеют цилиндрические профилированные лопатки.
Вал с рабочими колесами установлен в корпусе гидротурбины на
роликовом 4 и шариковом 9 подшипниках. Корпус гидротурбины
удерживается от проворота пальцами 2, входящими в гнезда опоры
формирующего ролика с необходимыми зазорами. Через входную
полость 5 к лопаточным колесам гидротурбины подается вода под
давлением. Протекая поочередно через направляющие и рабочие
колеса, жидкость оказывает силовое воздействие на лопатки. Соз-
даваемый на рабочих колесах крутящий момент приводит во вра-
щение жестко связанный с валом гидротурбины формирующий
ролик. Питание гидротурбины водой обеспечивается от насосной
станции по замкнутому контуру. Для подвода и отвода жидкости
от каждой из гидротурбин служат гибкие металлические рукава,
допускающие перемещение формирующих роликов с кассетами
относительно рулона и жестких подводящего и отводящего трубо-
проводов насосной станции.
25
Приводная гидротурбина для формирующих роликов моталки
стана 2000 рассчитана на мощность 25 кВт с крутящим моментом
порядка 300 Н-.м при частоте вращения 750 об/мин и расходе рабо-
чей жидкости 120 м3/ч.
Рис. 7. Конструкции приводных гидротурбин формирующих роликов моталки
стана 2000 горячей прокатки:
а—опытная гидротурбина (/—формирующий ролик; 2—пальцы; 3—корпус; 4—роликовый под-
шипник; 5—входная полость; б—направляющие аппараты-. 7—рабочие колеса; в—полый вал;
Р—шариковый подшипник); б—опытно-промышленная гидротурбина (/, в—подшипники; 2—
вал; 3, 4—корпус; 5—направляющие аппараты; б—турбинные колеса; 7—торцовые уплотне-
ния; 9, /0—зубчатые обойма и полумуфта; 11, /2—отводящая и подводящая полости; 13—
дренажные камеры; 14—датчик замера частоты вращения
Опытно-промышленная гидротурбина (см. рис. 7, б) имеет со-
бираемый из двух частей 3 и 4 корпус. В закрепленных в корпусе
стаканах размещены подшипники 1 и 8, являющиеся опорами для
вала 2. Одна опора состоит из двух спаренных упорных роликопод-
26
шипников 8 и служит для фиксации вала в осевом направлении и
восприятия осевых сил. На ступице, насаженной на валу, собраны
турбинные колеса 6, поджимаемые к бурту ступицы гайкой. Перед
каждым турбинным колесом концентрично расположены направля-
ющие аппараты 5, неподвижно установленные на шпонке в расточке
корпуса. В корпусе выполнены подводящая 12 и отводящая 11 по-
лости, соединенные с соответствующими трубопроводами насосной
станции. Рабочая полость гидротурбины уплотняется торцовыми
уплотнениями 7, расположенными в выточках ступицы. Для отвода
утечек в корпусе предусмотрены дренажные камеры 13, отделенные
от подшипниковых узлов уплотнениями типа УР65. Ротор гидротур-
бины соединяется с формирующим роликом зубчатой полумуфтой
10, входящей в зацепление с зубчатой обоймой 9, закрепленной на
хвостовике формирующего ролика. Корпус гидротурбины крепится
фланцем к опоре формирующего ролика. Частота вращения ротора
гидротурбины замеряется установленным в торцовой крышке кор-
пуса индукционным датчиком 14, способным работать в условиях
высокой влажности.
Гидротурбины формирующих роликов работают на водопровод-
ной воде с температурой не выше 70° С, подаваемой под давлени-
ем от отдельно расположенной насосной станции. На рис. 8 пред-
ставлена гидравлическая схема питания четырех гидротурбин
одной моталки. Два центробежных секционных насоса 1 типа
ЦНС-300, каждый из которых развивает напор 180 м вод. ст. при
подаче 300 м3/ч, подают воду из бака 2 емкостью 15 м3 по трубо-
проводам с Dy 150 мм, разветвляющимся на четыре линии (£)у
80 мм) подачи воды в гидротурбины.
Для очистки воды и предотвращения попадания твердых частиц
размером 0,2 мм в проточную часть гидротурбины на каждом под-
водящем трубопроводе установлен сетчатый фильтр 3 с ячейкой
сетки 0,2 мм. Частота вращения гидротурбины и роликов регули-
руется изменением расхода рабочей жидкости регулирующими кла-
панами 4 типа 25Ч30НЖ с электроприводом, установленным на
выходе из гидротурбин. В линиях питания каждой гидротурбины
предусмотрены настроечные вентили 5 для установки расходов во-
ды, при которых обеспечивается одинаковая частота вращения всех
гидротурбин. Запорные вентили с электромагнитным выключате-
лем, установленные на выходе из гидротурбин, при закрытии пере-
крывают полости гидротурбины и обеспечивают экстренное тормо-
жение формирующих роликов при определенных режимах работы
моталок. Патрубки гидротурбины соединены с подводящим и от-
водящим трубопроводами гибкими металлическими рукавами 7,
длина которых соответствует максимальной величине поступатель-
ного перемещения кассеты и обеспечивает допустимые радиусы
изгиба при всех возможных рабочих положениях кассеты. Уровень
воды в баке регулируется автоматически с помощью поплавкового
уровнемера 8, подающего сигнал на открытие или закрытие венти-
ля электромагнитным приводом при достижении нижнего или верх-
него уровня воды в баке.
27
В случае необходимости более точной синхронизации частоты
вращения формирующих роликов и намоточного барабана в схеме
управления гидротурбинами может быть введено автоматическое
регулирование гидротурбин с обратной связью в зависимости от ча-
стоты вращения барабана моталки. С этой целью индукционные
датчики регистрации частоты вращения гидротурбин связываются
Рис. 8. Гидравлическая схема питания гидротурбин фор-
мирующих роликов моталки стана 2000:
/—насосы ЦНС-300; 2—бак; 3—фильтры; 4—регулирующие кла-
паны 25ЧЗОНЖ; 5—вентили настройки; 6—запорные вентили;
7—гибкие рукава; в—поплавковый уровнемер
электрической схемой с блоком управления электродвигателем на-
моточного барабана и электроприводом регулирующего клапана 4.
В блоке управления частоты вращения барабана и формирующих
роликов сравниваются с помощью специального устройства, и на
электропривод регулирующего клапана поступает сигнал на при-
крытие клапана и уменьшение расхода через гидротурбину в случае
повышенной частоты вращения ролика, или на открытие клапана
и увеличение расхода при пониженной частоте [А.с. 527227 (СССР)].
На рис. 9 даны внешние характеристики M=f(n) приводной
гидротурбины при разных расходах рабочей воды. Внешняя харак-
28
теристика гидротурбины более мягкая по сравнению с характери-
стикой электропривода, что обеспечивает лучшую привязку полосы
к формирующим роликам и барабану, исключает проскальзывание
и повреждение полосы, повышает качество ее смотки. Гидротурби-
на, обладая свойством саморегулирования, способна снижать часто-
ту вращения и увеличивать развиваемый момент под действием
возросшей нагрузки, что позволяет в процессе прижатия формиру-
Рис. 9. Внешние характеристики приводной гидро-
турбины
ющих роликов к рулону автоматически синхронизировать их линей-
ные скорости со скоростью наматываемого рулона. Время разгона
формирующего ролика гидротурбиной до частоты вращения
750 об/мин при расходе воды 120 м3/ч составляет 5 с, что вполне
удовлетворяет техническим требованиям по эксплуатации моталок.
Стендовые и промышленные испытания приводной гидротурби-
ны в условиях эксплуатации моталки стана 2 000 при смотке листов
толщиной от 1 до 8 мм подтверждают расчетные параметры и ха-
рактеристики гидропривода разделенного типа. В зависимости от
толщины листа и, следовательно, скорости смотки гидротурбина
работает с расходом рабочей жидкости от 60 до 120 м3/ч; соответ-
ственно частота вращения ролика при холостом ходе от 550 до
1200 об/мин. Под нагрузкой в процессе формирования рулона ча-
стота вращения ролика снижается до 300—750 об/мин. Положи-
тельные результаты промышленных испытаний позволяют сделать
вывод об эффективности применения гидропривода разделенного
типа для формирующих роликов моталок широкополостных станов
горячей прокатки. Такой вид привода позволяет увеличить диаметр
и массу рулона (до 40 т и выше).
ГЛАВА III
ПРОЕКТИРОВАНИЕ
РЕГУЛИРУЕМЫХ ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ МУФТ
1. СВЕДЕНИЯ, КОТОРЫЕ НЕОБХОДИМО ВКЛЮЧИТЬ
В ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ ГИДРОМУФТ
1. В задании должны быть указаны: номинальная мощность дви-
гателя кВт; номинальная частота вращения двигателя гц,
об/мин; номинальная мощность на ведомом валу гидромуфты N2,
кВт; номинальная частота вращения ведомого вала гидромуфты П2,
об/мин; требуемое номинальное скольжение $ = ( 1 — — | 100%.
\ «1 /
2. Следует указать, с какой целью решено применить гидромуфту
[для регулирования частоты вращения ведомого вала при постоян-
ной частоте вращения ведущего (п\ = const), для разгона и остано-
ва больших маховых масс или для защиты от перегрузок и т. д.].
Если применение гидромуфты рекомендовано проектировщиком ги-
дромуфты, то п. 2 отпадает.
З. В задании должна быть дана характеристика двигателя (элек-
тродвигатель, какой электродвигатель, или двигатель внутреннего
сгорания).
4. Необходимо дать характеристику приводимой машины (или
приводимого механизма), а также указать, как изменяется крутя-
щий момент на приводимой машине в зависимости от частоты вра-
щения, т. е. M2 = f(n2). Здесь важно знать, изменяется крутящий
момент пропорционально п22 или п2 или не зависит от частоты вра-
щения (М2 = const).
5. Если гидромуфта предназначена для регулирования частоты
вращения ведомого вала п2 при П\ = const, то в задании должна
быть указана глубина регулирования fmin=^2Mi, т. е. значение
передаточного отношения fmin при наименьшей частоте вращения
ведомого вала.
6. При установке гидромуфты для разгона и останова приводи-
мой машины, а также для регулирования должны быть указаны
моменты инерции J разгоняемых масс, время разгона и торможения.
7. В задании можно рекомендовать рабочую жидкость для гид-
ромуфт, хотя лучше предоставить решить этот вопрос проектирую-
щей организации.
8. Следует указать режим работы приводимой машины: преры-
вистый, как часты остановы, непрерывный, одна или две смены
или круглосуточный.
9. Должна быть указана средняя температура окружающего
установку воздуха, а также допустимые пределы температур.
30
10. К заданию должны быть приложены эскизы привязочных
размеров к машинам и механизмам, входящим в установку, а также
эскиз участка, отводимого под расположение установки с гидромуф-
той.
И. В задании могут быть указаны другие пожелания заказчика
в отношении гидромуфты, а также дополнительные сведения, ха-
рактеризующие данную установку.
При проведении проектных работ следует руководствоваться
государственными стандартами, вошедшими в «Единую систему
конструкторской документации» (ГОСТ 2.103—68), в которых пре-
дусмотрены порядок проведения конструкторских работ и объем
требуемой технической документации.
2. ОСНОВНЫЕ УРАВНЕНИЯ ГИДРОМУФТ.
КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ
В гидромуфтах крутящий момент ведущего вала передается
на ведомый тремя способами: гидродинамическим изменением мо-
ментов количества движения при внутренней циркуляции жидкости
из насосного колеса в турбинное и
снова в насосное; трением жидко-
сти, находящейся между ведомой и
ведущей частями; механическим
трением в сальниках, в других тру-
щихся уплотнениях, во внутренних
подшипниках и т. п.
При работе гидромуфты на но-
минальных режимах, т. е. при ма-
лых скольжениях, роль двух послед-
них способов незначительна, и ими
можно пренебречь. Жидкостное тре-
ние влияет на величину момента
только при режимах большого
скольжения.
Момент, передаваемый гидро-
муфтой,
Рис. 10. Основные размеры рабочей
полости гидромуфты (Н — насос-
ное колесо; Т — турбинное ко-
лесо)
^0 = ^ + ^тр,
(23)
где М — циркуляционная гидродинамическая составляющая мо-
мента, обусловленная изменением количества движения; Мтр— со-
ставляющая момента, передаваемая трением.
Однако основным путем передачи энергии с ведущего вала на
ведомый является циркуляционный поток в рабочей полости гидро-
муфты. Иными словами, Afo^Af.
Момент, передаваемый гидромуфтой, в принятых нами обозна-
чениях определяется выражением
М = QP (Г12С12 СО6 а12 — Г22С22 сое а^).
31
Гак как гидромуфты имеют в основном прямые радиальные ло-
патки (р1 = р2 = 90°), то это уравнение можно представить в виде
М = Qp (г 12«12 — Г22^22), (24)
где Г12л Г22 —СМ. рис. 10.
Уравнение (24) можно отнести к насосному (//) и турбинному
(7) колесам. Для насосного оно показывает возрастание момента
количества движения массы жидкости, а для турбинного — его
уменьшение.
Торможение жидкости в турбинном колесе (как и ее разгон в
насосном) происходит как бы в два этапа. Сначала, как только
частицы жидкости попали на турбинное колесо, происходит их рез-
кое ударное торможение от скорости r/i2 до скорости г/21 (при пло-
ских радиальных лопатках). Этот процесс создает активную состав-
ляющую Л4а циркуляционного момента:
Afa=QPrB(l —(25)
где Z=-^; r2 = r12 = r21.
(01
Протекая по турбине, жидкость тормозится вследствие перехода
ее частиц с большего радиуса на меньший (уменьшается абсолют-
ная скорость с из-за падения окружной скорости и).
При этом на лопатки турбины действуют силы Кориолиса. Мо-
мент, определяемый ими и называемый здесь реактивным, можно
записать
= Qp (r2l«21 — r22«22) = Q?®2 (г2 — А). (26)
Итак,
TW = Afa + Afp = QpU)1d(l- аг), (27)
/ Г1 \2 . . л
где а= — ; а<1; z<4.
\
Из формул (25) и (26) следует, что в зависимости от режима
работы гидромуфты доля активной и реактивной составляющих Мц
меняется. При трогании с места (т. е. при большом скольжении)
активная составляющая велика, а реактивная мала, и наоборот, по
мере разгона турбинного колеса и роста передаточного отношения
I увеличивается Л1р с одновременным убыванием Ма.
При / = 0,97 активная составляющая момента Ма равна только
7% всего передаваемого момента, в то время как реактивная часть
Мр составляет 93%, т. е. в расчетной точке характеристики гидро-
муфты крутящий момент передается в основном за счет реактивной
составляющей ее циркуляционного момента.
На рис. И приведена внешняя характеристика гидромуфты,
работающей в заполненном состоянии, при постоянной частоте вра-
щения ведущего вала. Характеристика наглядно показывает, что
32
гидромуфты относятся к классу передач, у которых кинематические
параметры зависят от приложенной .нагрузки. Это является особен-
ностью гидродинамических передач. Их жидкостные звенья уста-
навливают силовые связи. В самом деле, если в расчетной точке
гидромуфта передает номинальный крутящий момент М = 1 при
передаточном отношении f=0,98,
моментом она перейдет на работу
тормозить ведомый вал (/=0),
необходимо его загрузить почти
семикратным моментом по отно-
шению к номинальному. И наобо-
рот, если ведомый вал разгру-
зить, то частота его вращения бу-
дет увеличиваться, пока не дойдет
при номинальной нагрузке до
/=0,98. Дальнейшее снижение
нагрузки .практически не вызыва-
ет увеличения частоты вращения
вала турбины.
Баланс энергии. Энергия, со-
зданная насосным колесом гидро-
муфты и отнесенная к 1 Н жидко-
сти, выражается напором этого
колеса (в м)
то при нагрузке пятикратным
с / = 0,5. Для того же, чтобы за-
Рис. 11. Внешняя характеристика1
гидромуфты при постоянной частоте-
вращения ведущего вала
/Л — — (я12£12 cos а12 — дпс22 cos а22).
g
(28)
Эта энергия затрачивается на полезную работу турбинного
колеса, которая, будучи отнесена к 1Н жидкости, выразится напо-
ром турбинного колеса
н2 = — (ZZ21^12 cos а12 — я22с22 cos а22), (29)
g
и на преодоление потерь, возникающих при циркуляции жидкости
в рабочей полости колес гидромуфты. Энергию на преодоление
потерь можно также выразить соответствующими напорами.
Потеря напора на удар при входе в турбинное колесо
^уд.т = (^12 сев а12 — с21 cos а21)2-
2g
Потеря напора на удар при входе в насосное колесо
Нуд.н = —— (£ц сев <Хц — е22 cos а22)2.
2g
Потеря напора на трение и завихрение
где 2g— суммарный коэффициент потерь на трение и завихрение,
определяемый экспериментально.
Как правило, гидромуфты имеют плоские радиальные лопатки
•с углами входа и выхода р = 90°. В этом случае ccosa=w. Для та-
ких гидромуфт уравнение баланса энергии после ряда алгебраиче-
ских преобразований примет вид
— (#12 — Й11С =— (й?2—
S g
(1 i )2 (^12 + ) w2
+----------s---------+Л; I?
Решаем это выражение относительно w. После необходимых преоб-
разований получаем
где m = rzlrx.
Обозначив через С = -^- величину,
постоянную для данной
гидромуфты, получаем выражение для относительной скорости
w = Cnx
/(1 — Z2)(m2— 1)
26
(30)
Таким образом, относительная скорость движения жидкости по
межлопаточным каналам прямо пропорциональна частоте враще-
ния ведущего вала. Кроме того, из формулы (30) видно, что при
неподвижном положении ведомого вала (/ = 0) скорость w достига-
ет максимального значения, а по мере увеличения i величина ее
падает. При i=l скорость яу = О, что соответствует и физическому
смыслу происходящего процесса. При f=l турбинное колесо вра-
щается с угловой скоростью насосного, перепада давления Д//
между ними нет; следовательно, нет и циркуляции по лопаткам
гидромуфт. Однако это чисто теоретический случай: практически
турбинное колесо всегда отстает от насосного.
Необходимо отметить, что суммарный коэффициент потерь 2g
зависит от i и от формы рабочей полости. При незначительных ко-
лебаниях скольжения (Z = 0,8-~0,98) суммарный коэффициент по-
терь резко меняется, достигая наибольших значений при минималь-
ном скольжении.
Вывод и анализ основных уравнений гидромуфт сделаны из
условия, что циркуляция жидкости носит организованный харак-
тер и что весь поток в межлопаточных каналах как бы сосредото-
чен на средней струйке. В действительности, как показали исследо-
вания прозрачных моделей гидромуфт [3], организованную циркуля-
цию можно проследить только при больших скольжениях. При ма-
лых же скольжениях движение жидкости носит несколько хаоти-
34
ческий характер. Однако опыт проектирования и эксплуатации ги-
дромуфт показывает, что приведенные уравнения позволяют пост-
роить характеристики, по которым с достаточной степенью точно-
сти для инженерных решений можно судить о работе гидромуфт к.
тех или иных условиях.
3. ПОЛНЫЙ КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ ГИДРОМУФТЫ
Выражение
Т] = ^ = / (31)
для определения коэффициента полезного действия гидромуфты не
совсем точно. Его можно применять для практических расчетов, но
в тех случаях, особенно когда гидромуфты устанавливаются для
повышения экономичности эксплуатации приводимой машины, во-
прос о действительном значении коэффициента полезного действия
приобретает большое значение. Более правильное выражение для,
определения КПД
п=1-----------. (32)
М2+л1н(1- W)+Af„ ?
Здесь Л4Н— момент, потребляемый гидродинамической частью насо-
са; М2 — фактически реализованный момент на ведомом валу;
— момент, затраченный на преодоление механических потерь и
на работу черпаковой трубки (Л4м-=Л4Тр.т+Л4Тр.н+Л4в-|-Л1ч, где
Л^тр.т — момент трения в подшипниках турбины, если последняя
имеет внешнюю опору; Л4трЛ1— момент трения в подшипнике насоса,,
если насос имеет внешнюю опору; Мв — момент, затраченный на
преодоление вентиляционного сопротивления при вращении гидро-
муфты в воздухе; Мч — момент, затраченный на работу черпаковой)
трубки); т|об — объемный КПД;
где — расход, непроизводительный с точки зрения передачи мо-
мента.
При 9п = 0, а также при отсутствии внешних опор и черпако-
вой трубки у гидромуфты и при малом значении Мъ (его можно
принять равным нулю) знаменатель дроби становится равным М2>
и формула принимает вид
Формула (32) дает возможность конструктору оценить некото-
рые конструктивные факторы с точки зрения влияния их на эко/-
номичность гидромуфты.
35
Обращаясь к числовым значениям КПД, отметим, что расчет
гидромуфты ведется так, чтобы при номинальном режиме КПД
гидромуфты ц = 0,97-4-0,98, иначе говоря, чтобы гидромуфта работа-
ла со скольжением $ = 2-4-3%.
4. РАСЧЕТ ОСЕВЫХ СИЛ
Осевые силы, возникающие вследствие действия потока на ра-
бочие колеса, определяются поверхностными силами, действующими
как на наружные поверхности колес (внешняя поверхность турбин-
ного колеса, внутренняя поверхность кожуха, вращающегося со
скоростью насосного колеса, и другие поверхности, омываемые
жидкостью, но не относящиеся к рабочей полости), так и на поверх-
ность рабочей полости. Полное осевое давление на наружную по-
верхность
A.=j р2лг</г + р0/0,
Го
где р — гидродинамическое давление; г — радиус вращения; р0 —
давление питания; f0 — неуравновешенная площадь.
Для определения осевой составляющей сил гидродинамического
давления на поверхность рабочей полости используется уравнение
количества движения. Для гидромуфт с радиальными лопатками
она определяется выражением
4B=2Qpw.
Таким образом, полная осевая сила (Н)
^о=Ро/о+ J p^nrdr-Y 2Qpw. (33)
Го
Определение осевых сил необходимо для расчета упорных подшип-
ников.
Подробнее о методах расчета осевых сил см. в работе [16].
5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ РАБОЧЕЙ ПОЛОСТИ
Расчет по подобию. Определение активного диаметра гидромуфт.
Один из самых простых и распространенных методов расчета гид-
ромуфт— расчет по подобию. Этот метод предполагает наличие уже
испытанных, хорошо отработанных моделей проточной части. Воз-
;можность такого расчета вытекает из следующих соображений.
.Многолетняя практика проектирования и строительства динами-
ческих машин, таких как центробежные насосы, гидравлические
турбины, турбовоздуходувки, вентиляторы, а также гидромуфты,
позволила разработать основные положения применения закона
подобия для их расчета и моделирования. Простота конструкции
их рабочих колес с полной осевой симметрией проточной части,
взаимное расположение колес и условия их взаимодействия позво-
36
ляют широко применить для расчета закон подобия с достаточной
для практики точностью.
Для этого должны быть выполнены следующие условия подо-
бия:
1) геометрическое подобие натурной, проектируемой гидромуф-
ты и модели или прототипа при сохранении относительной шерохо-
ватости каналов проточной части;
2) кинематическое подобие, из которого вытекает подобие пла-
нов скоростей проектируемой гидромуфты и модели;
3) динамическое подобие, что влечет за собой требование равен-
ства чисел Рейнольдса проектируемой гидромуфты и модели
[3, с. 36].
Число Рейнольдса, как известно, является параметром, харак-
теризующим состояние потока, ih в общем случае определяется вы-
ражением
где с — скорость движения потока, м/с; I — характерный линейный
размер, м; v — кинематический коэффициент вязкости жидко-
сти, м2/с.
Во избежание путаницы при сравнении различных чисел Рей-
нольдса следует всегда оговаривать, каким методом или по какой
формуле подсчитано число Re.
Для определения числа Рейнольдса в теоретических расчетах
гидродинамических передач чаще всего пользуются тремя группами
величин:
1) Re = -^-, (34)
где 1Х — длина профиля лопатки, м; са — скорость потока, набега-
ющего на лопатку, м/с; v — кинематический коэффициент вязкости
жидкости, м2/с;
2) Re = —, (35)
где d — диаметр проходного сечения межлопаточного канала рас-
сматриваемого рабочего колеса; w — скорость жидкости по лопат-
кам рабочего колеса, м/с; v — кинематический коэффициент вязко-
сти жидкости, м2/с;
3) Re = ^-, (36)
V
где £)а — активный диаметр рабочего колеса; —частота враще-
ния ведущего рабочего колеса; v — кинематический коэффициент
вязкости.
Рассмотрим вопрос об использовании формулы (36) для расче-
та. Из классической гидравлики известно, что для определения
37
числа Рейнольдса при течении жидкости в трубах служит формула
Re=—, (37)
V
где с — средняя скорость потока в трубе, м/с; d — диаметр трубы в
свету, м; v — кинематический коэффициент вязкости, м2/с.
Это выражение представляет собой отношение сил инерции к
силам вязкости и характеризует состояние потока. Кроме того, из-
вестно, что для подобия течения в двух трубах помимо геометри-
ческого подобия и других условий требуется равенство чисел
Рейнольдса. Из рассмотрения формулы (37) следует, что числа Re
при соответствующем равенстве d и v будут равны, если и скорости
течения с также будут равны; в противном случае равенства чисел
Рейнольдса нет, следовательно, нет и подобия двух потоков.
Рассмотрим, что получается при определении числа Re в гидро-
динамических передачах по формуле (36). ГОСТ 17172—71 реко-
мендует при расчете по подобию рабочих колес гидромуфт и гидро-
трансформаторов пользоваться для определения числа Re формулой
Re>—, (38)
или
где со — угловая скорость насосного колеса, рад/с; nq —частота вра-
щения насосного колеса, об/мин; £>а — активный диаметр его, м;
v — кинематический коэффициент вязкости, м2/с.
Рассмотрим два режима работы одной и той же гидромуфты
при постоянной частоте вращения (coi = const) насосного колеса.
Предположим, что гидромуфта имеет в обоих случаях одинаково
полное заполнение, а также предположим, что в первом случае
гидромуфта работает со скольжением s = 3%, а во втором, в резуль-
тате сильно возросшей нагрузки, s = 80%. Исходя из формул (36)»
(38), мы должны заключить, что оба потока в насосном колесе
подобны, так как числа Рейнольдса не изменились (они равны).
В действительности картина течения жидкости в каналах гидромуф-
ты сильно изменилась, так как с увеличением скольжения значи-
тельно возросла скорость жидкости по лопаткам, что -совершенно не
отражает число Рейнольдса, подсчитанное по формулам (36) или
(38). Можно подобрать параметры гидромуфты так, что при сколь-
жении s = 3% это будет ламинарное течение, а при s = 8O°/o —тур-
булентное, в то же время число Re, определенное по (36) или (38),
-для обоих режимов получается одинаковое. Те же рассуждения
применимы и для гидротрансформатора. Таким образом, формулы
(36) и (38) для определения числа Рейнольдса у гидродинамиче-
ских передач не годятся, так как не отражают действительного
38
состояния течения, и ими пользоваться не следует; если же ими
пользоваться, то с большими оговорками: во-первых, величины,
подсчитанные по формулам (36) и (38), не могут быть названы
числами Рейнольдса, Зто условный коэффициент подобия (по пред-
ложению О. В. Яременко [24]) и, во-вторых, этим коэффициентом
при расчете по подобию можно пользоваться, когда передаточные
отношения у гидромуфт равны.
Таким образом, для подсчета числа Re следует пользоваться
формулами (34), (35) и (37), причем нужно всегда оговаривать, ка-
кой формулой пользуешься, так как в них входят разные величины
и, следовательно, значения Re получаются также разными.
Все гидромуфты можно разбить на несколько конструктивных
типов. Соотношение основных размеров внутри каждого из них
вполне определенно. Оно сложилось на основе расчетов и было под-
тверждено практикой длительной эксплуатации машин. Все разме-
ры данного типа выражаются относительно одной характерной
величины, за которую принимают активный диаметр гидромуфты
Da. Под активным диаметром понимают диаметр, определяющий
размер насоса гидромуфты по выходным кромкам его лопаток. На
рис. 12 дано для примера соотношение размеров гидромуфты без
тора, рис. 13 дополняет эти данные на примере зарубежного об-
разца.
При расчете гидромуфты по подобию для определения ее актив-
ного диаметра проф. Г. Феттингером был рекомендован коэффици-
ент мощности А, определяемый выражением
JVi-106
А =
(39)
где Ni — передаваемая мощность, кВт; пх— частота вращения ве-
дущего вала ГМ, об/мин; Z)a — активный диаметр ГМ, м.
Под коэффициентом мощности А понимают мощность гидромуф-
ты, подобной рассматриваемой, с активным диаметром, равным 1 м
и с частотой вращения /?i = 100 об/мин. Коэффициент Л определя-
ется экспериментально.
Решая выражение (39), определяем активный диаметр Da (в м),
а относительно него подсчитываем все остальные размеры рабочей
полости согласно приведенным выше соотношениям:
Da =
Л^-106
п^А
(40)
На практике выдержать эти соотношения не всегда представля-
ется возможным. Приходится вводить корректирующие коэффици-
енты. Методика с корректировкой установившихся соотношений ра-
бочей полости гидромуфты предложена Ю. И. Капустиным и
А. _С. Пашковым [12].
Коэффициент А получил широкое распространение, значения
«его приведены во многих работах. В последнее время для определе-
39
ния активного диаметра Da предложен более удобный для многих
видов расчета и экспериментальных исследований коэффициент
момента Xi, определяемый по формуле
к . м
1 Yni D5a
(41)
где М — крутящий момент, Н-м; у — удельный вес рабочей жидко*
сти, Н/м3; «! — частота вращения входного вала, об/мин; Da — ак-
тивный диаметр, м.
тора отнесенной рабочей поло-
стью типа SvL (Da = h
Z)B = 0.53; а = 0,33)
Коэффициент %! .по формуле (41) должен быть не менее =
= 1,1 • 10-6 при s = 2%.
Коэффициенты мощности, обозначенные буквой А, соответству-
ют работе гидромуфт на вполне определенной жидкости, при кото-
'рой они были получены экспериментально. Введем в формулу мощ-
ности (39) в качестве сомножителя величину плотности жидко-
сти р:
?/1 = Ло-1О-6рп?£)а5. (42)
Коэффициенты мощности Ао, определенные из формулы (42), будут
иметь одинаковые значения при работе гидромуфт на различных
“жидкостях, оставаясь зависимыми, однако, от скольжения $.
При экспериментальных научно-исследовательских работах
удобно пользоваться безразмерным коэффициентом момента ХГг
определяемым по формулам
М =Хгро)? D5a;
40
где М — момент, передаваемый гидромуфтой, Н-м; q— плотность
рабочей жидкости, кг/м3; coi — угловая скорость насосного колеса,
рад/с; Da— активный диаметр гидромуфты, м.
ГОСТом 17172—71 «Муфты гидродинамические. Основные пара-
метры» при пользовании безразмерной формулой (43) регламенти-
рованы следующие значения коэффициента момента Хь
Хг, S, %
не менее
Предохранительные и пускотормозные . » . ‘4.59-10-2 5
Регулируемые.................. 8 » » 3.88-10-2 2
Вернемся к формуле (40). Для определения активного диаметра
требуется знать 2Vi, пх и А.
Передаваемая мощность A/’j и частота вращения ведущего вала
заданы проектировщику техническими условиями.
Коэффициент мощности А зависит от величины скольжения ги-
дромуфты s, от вида рабочей жидкости, типа гидромуфты.
Скольжение, как правило, задается техническими условиями;
часто техническими условиями бывает задан вид жидкости, в про-
тивном случае его устанавливает проектировщик. Конструктивный
тип гидромуфты выбирает проектант.
Располагая этими данными, проектант задается коэффициентом
момента Xi или коэффициентом мощности А. По ГОСТ 17172—71
при скольжении s = 2% коэффициент ,2ц должен быть равен /ч =
1,1-10-6, что соответствует при удельном весе масла у = 8800 Н/м3
коэффициенту мощности А = 1,00. Для гидромуфт без тора (см.
рис. 12) при работе на масле турбинном 22 со скольжением s = 2%
коэффициент мощности составляет А = 1,04-1,01, для тех же гидро-
муфт с порогом Л = 0,89.
Для гидромуфт с профилем «Вулкан» при работе на масле и
скольжении s = 4°/o коэффициент мощности А =,1,28.
На энергоемкость гидромуфты, т. е. на величину коэффициента
мощности А значительное влияние оказывает форма проточной ча-
сти и ее рабочий объем. Во ВНИИГИДРОМАШе, ВНИИМЕТ-
МАШе в лабораторных условиях получены при малых скольжени-
ях на моделях коэффициенты мощности больших значений, чем
приведенные выше (см. п. 7, с. 45). Однако надо помнить, что это
лабораторные данные, а не промышленные, и нам неизвестно,
как поведут себя гидромуфты с новыми проточными частями в про-
мышленных условиях, например при регулировании частоты вра-
щения. Интересно отметить, что фирма «Фойт» (ФРГ), выпускаю-
щая гидромуфты на мировой рынок уже не одно десятилетие, при-
нимает для своих гидромуфт коэффициент мощности для масла
от 0,6 до 1,255 и не идет на его повышение.
Для быстрого ориентировочного определения активного диа-
метра удобно пользоваться номограммами (рис. 14).
Зная мощность двигателя и угловую скорость, задавшись сколь-
жением гидромуфты, можно по номограмме определить активный
диаметр.
41
Рис. 14. Номограмма для определения активного диаметра
3% 2% М,кВт
6. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЧИСЛА ЛОПАТОК
Рис. 15. Зависимость числа лопаток z
гидромуфт типа «Вулкан» от актив-
ного диаметра Ра для насосного (/)
и турбинного (2) колес
числа лопаток.
Долгое время при проектировании гидромуфт выбор числа ло-
паток рабочих колес производился на основании графиков на рис.
15. Кривые, определяющие зависимость числа лопаток z от актив-
ного диаметра гидромуфты Da, построены на основании опыта стро-
ительства и эксплуатации судовых гидромуфт. Судовые гидромуфты
имеют рабочую полость с тором вполне определенного профиля и
соотношения геометрических размеров.
С распространением гидромуфт в других областях и в связи с
совершенствованием их конструкций рабочие полости стали выпол-
няться без тора, разной формы
и с различным соотношением
геометрических размеров (см.
рис. 12 и 13).
Таким образом, при опреде-
лении числа лопаток пользо-
ваться кривыми «Вулкан»
можно только в ограниченных
случаях.
По состоянию на сегодняш-
ний день теории и практики
строительства гидромуфт мож-
но высказать следующие об-
щие соображения по выбо^
Опыты с гидромуфтами, имеющими различные рабочие полости,
показывают, что увеличение числа лопаток z ведет к повышению
энергоемкости гидромуфты в зоне малых скольжений (до s=10-r-
15%) [3].
При больших скольжениях, с приближением к стоповой точке
(п2= 0) передаваемый гидромуфтой момент с повышением числа
лопаток падает. Таким образом, энергоемкость гидромуфт в обла-
сти малых скольжений с увеличением z растет, а в области больших
скольжений (s—>100%) понижается. В большинстве случаев прак-
тики нас интересует зона малых скольжений гидромуфт, поэтому
желательно при конструировании гидромуфт стремиться к увеличе-
нию числа лопаток.
Это подтверждается работами и других авторов.
Так, В. М. Богдан сообщил, что в предельной гидромуфте с
активным диаметром 325 мм и несимметричными колесами число
лопаток в насосе было увеличено с 30 до 44 и в турбине с 28 до 42
при прочих равных условиях. Только это повысило КПД при номи-
нальном моменте на 5—6%. Максимальный момент увеличился
примерно на 16%. Это позволило при тех же размерах повысить
передаваемую мощность на 40%.
В гидромуфте такого же типа с активным диаметром 500 мм
увеличение числа лопаток в насосе с 28 до 38 и 48, в турбине с 26
до 36 и 46 повысило КПД при номинальном моменте на 2,4—5,7%.
Это свойство гидромуфт можно объяснить следующим.
43
В зоне больших скольжений относительные скорости потока в
межлопаточном пространстве достигают высокого значения, а
вследствие этого и потери трения существенны. Сокращение числа
лопаток уменьшает поверхность трения и благоприятно сказыва-
ется на уменьшении потерь в гидромуфте. При малых же скольже-
ниях относительные скорости жидкости невелики, и поэтому потери
трения существенной роли не играют. На этих, режимах превалиру-
Рис. 16. Зависимость коэффициента момента гидромуф-
ты ГМ-350 от числа лопаток (Аг — — величина
безразмерная)
ющую,роль имеют разного рода вихревые потери, 1и, как показал
опыт, увеличение числа лопаток улучшает работу гидромуфты и
ведет к значительному увеличению ее энергоемкости. Вместе с тем
увеличение числа лопаток имеет свои пределы, когда дальнейшее
увеличение z эффекта не дает [13].
С точки зрения гидродинамики число лопаток не должно зави-
сеть от активного диаметра Оа, от размера гидромуфты, так как
хотя мы и оперируем с гидромуфтами различных размеров, но все
они работают, как правило, в области автомодельности. Рассмат-
ривая этот вопрос чисто гидродинамически, можно было бы ска-
зать, что для каждой формы проточной части должно быть свое
оптимальное число лопаток z, независящее от размеров (от Z)a)-
С. Н. Козлов [13] на основании своих опытов считает наивыгодней-
шим числом лопаток для регулируемых гидромуфт 2 = 60-4-68. Это
заключение относится к случаю работы гидромуфт на скольжении
s=2%. С изменением скольжения меняется и оптимальное число
лопаток (рис. 16).
41
С. Н. Козлов свои опыты проводил на модели гидромуфты ак-
тивного диаметра 350 мм, с рабочей полостью типа «Вулкан» ш
радиальными лопатками, число которых менялось от 27 до 80.
Однако с этим выводом полностью согласиться нельзя. В это
чисто гидродинамическое положение необходимо внести поправки
в связи с технологическими и конструктивными требованиями. Так,
например, при сварной конструкции гидромуфты требуется опреде-
ленное минимальное расстояние между лопатками, чтобы можно
было бы, приваривая их к чаше, наложить двусторонние швы. Это
технологическое требование может заставить уменьшить число ло-
паток против того, что признано оптимальным с гидродинамической
точки зрения. То же самое можно сказать и про литые лопатки.
Кроме того, размеры ступицы, форма чаши, прочность и жесткость
конструкции, способы крепления рабочих колес к валу вносят конст-
руктивные коррективы в определение возможного числа лопаток.
Опыт строительства гидромуфт показывает, что, учитывая тех-
нологические и конструктивные положения, в больших гидромуф-
тах можно разместить большее число лопаток, чем в малых гид-
ромуфтах. Поэтому, когда некоторые авторы для определения числа
лопаток предлагают эмпирические формулы, в которых число z
зависит от Da, в этом есть известный смысл, но только для опреде-
ленных конструкций гидромуфт и в определенных пределах Da.
Д. Я. Алежсопольский приводит следующую формулу для опре-
деления числа лопаток для гидромуфт с тором:
z=l,39£>a’52.
И. Ф. Семичастнов рекомендует [19] определять число лопаток
для гидромуфт без тора по формуле
г = 8,65£>а’279.
Этими формулами, а также графиком рис. 15 можно пользоваться
только ориентировочно, для первого приближения, так как каждый
тип проточной части, как мы уже сказали, имеет свое оптимальное
число лопаток, которое должно быть определено и проверено опыт-
ным путем.
Далее в зависимости от размеров гидромуфты в полученное эк-
спериментальное число z вносятся при проектировании поправки по
технологическим и конструктивным соображениям. Отметим, что
для уменьшения пульсации потока число лопаток в насосе и тур-
бине делают различным.
7. ВЛИЯНИЕ НАКЛОНА ЛОПАТОК ГИДРОМУФТ
НА ИХ ХАРАКТЕРИСТИКУ
Известно, что величина напора, создаваемого насосным коле-
сом гидромуфты, зависит от угла наклона выходных кромок лопа-
ток. Если лопатки загнуты вперед по ходу вращения, то насосное
колесо развивает больший напор, чем при радиальных лопатках;
если выходные кромки лопаток загнуты назад, то развиваемый на-
45
сосным колесом напор делается меньшим по сравнению с радиаль-
ными лопатками.
В 30-х годах одним из авторов книги были использованы эти
свойства гидромуфты, выполнены первые работы по увеличению
..жесткости моментной характеристики гидромуфты и повышению
ее энергоемкости путем применения в насосном колесе лопаток,
загнутых вперед под углом 120° [3]. Дальнейшие исследования по-
казали, что выгоднее выполнять наклон под определенным углом
ясен плоской лопатки.
Исследования энергоемкости таких гидромуфт были проведены
во ВНИИГИДРОМАШе С. Н. Козловым, О. В. Яременко [13], во
ВНИТИ — А. П. Маньшиным и Ю. П. Тресковым, во
ВНИИМЕТМАШе — Л. И. Рымаренко, Б. А. Гавриленко [7],
Н. И. Подлесных, в Ленинградском Политехническом 'институте
_А. Я- Кочкаревым, В. Л. Плешановым [11], в лаборатории гидрав-
лических машин АН УССР Н. Г. Моргуном, А. Д. Галынкиной
и др., за рубежом — Ферстером [3]. Результаты некоторых исследо-
ваний приведены на рис. 17 и 18 в виде функциональных зависи-
мостей коэффициента момента или крутящего момента от переда-
точного отношения.
В вопросе наивыгоднейшего угла наклона лопаток с точки
зрения увеличения энергоемкости гидромуфты в области малых
скольжений (от 2 до 6%) результаты, полученные отдельными ис-
следователями, расходятся, в области больших скольжений (s>
>10%) более или менее совпадают. Так, по данным С. Н. Козлова
и А. П. Маньшина наибольшую энергоемкость имеют гидромуфты
с наклоном лопаток вперед под углом (3 = 65°, в то же время по
результатам Плешанова и Ферстера оптимальный угол р = 45°.
Утверждение в работе [13], что лопатки, наклоненные назад,
незамедлительно увеличивают передаваемый момент на малых
скольжениях, в нашей работе не подтверждается и противоречит
закономерности изменения напора в гидромуфте.
Такое противоречие в результате при малом скольжении можно
объяснить тем обстоятельством, что в этой области работы гидро-
муфты незначительная неточность при экспериментах дает доволь-
но сильное отклонение в результатах. Кроме того, авторы указан-
ных экспериментальных работ проводили исследования гидромуфт,
отличающихся по конфигурации рабочих полостей, по числу лопа-
ток, сорту жидкости, ее вязкости и температуре. Исследования от-
личались также по методике испытания, точности и конструкции
измерительных приборов. Вполне понятно, что все эти факторы при
больших скольжениях сказываются в значительно меньшей мере.
Увеличение энергоемкости гидромуфт посредством наклона ло-
паток представляет безусловно важную и интересную задачу. Одна-
ко здесь можно отметить, что такие зарубежные фирмы, как
«Фойт» (ФРГ), «Флюйдрайв Инжинеринг» (Англия), «Хитачи»
(Япония) и др., изготовляющие гидромуфты большими сериями и
различных типов в течение многих десятилетий, гидромуфты с на-
клонными лопатками не строят.
46
Попутно укажем на следующие недостатки гидромуфт с наклон-
ными лопатками: 1) шум и вибрация; 2) повышенный нагрев прии
Рис. 17. Зависимости коэффици-
ента момента %м от передаточ-
ного отношения для гидромуфт
с разным углом наклона лопа-
ток насосного колеса (по дан-
ным А. П. Мапьшина, ВНИТИ)
Рис. 18. Графики коэффициента'
момента %г для гидромуфт об-
разным углом наклона лопаток,
(по Ферстеру)
холостом ходе и малых нагрузках; 3) малое число лопаток (тех-
нологически невозможно выполнить большое); 4) необратимость
вращения.
8. ВОПРОСЫ УСТОЙЧИВОГО ГЛУБОКОГО РЕГУЛИРОВАНИЯ
ГИДРОМУФТЫ
Стандартные регулируемые .гидромуфты, как правило, имеют
следующую глубину регулирования частоты вращения ведомого ва-
ла при постоянной частоте вращения ведущего вала: при измене-
нии крутящего момента на ведомом валу пропорционально квадра-
ту частоты вращения этого вала — 4: 1; при передаче на ведомом
валу постоянного крутящего момента 3: 1-4-2 :1. Иногда в первом
случае допускается при увеличении скольжения па номинальном
режиме до £ = 4-4-5% глубина регулирования 5: 1. Однако такая
глубина регулирования, например, для металлургического оборудо-
вания является недостаточной.
4Т
Указанные ограничения предела регулирования гидромуфт выз-
ваны возникновением неустойчивости в работе гидромуфт вследст-
вие перестроения потока [3].
Для ликвидации этого внезапного перестроения потока, для
борьбы с неустойчивостью гидромуфт в конструкции гидромуфт
-типа ST фирмы «Флюйдрайв Инжинеринг» (Англия) внесены сле-
дующие изменения. Насосное колесо делается без тора, а турбин-
шое с разрезным тором, причем последний разбит на три равных
сектора, выполненных из частей переменного, постепенно уменьша-
ющегося диаметра. Предполагается, что это будет способствовать
более плавному формированию потока. С этой же целью помимо
разрезного тора переменного радиуса в некоторых гидромуфтах
устанавливаются лопатки с переменным шагом.
Стремление разбить монолитный поток на ряд потоков, протека-
ющих в каналах разных геометрических размеров, осуществлено
в новых конструкциях гидромуфт Фойт, которые мы назвали «со-
довыми» (рис. 19) [Пат. 1494032 (Франция)].
Этим методом конструкторы добились устранения провала в
кривой характеристики M = для замкнутых (ограничивающих)
гидромуфт. По нашему мнению, сотовая конструкция рабочей по-
лости будет также способствовать более глубокому, устойчивому
регулированию частоты вращения и у регулируемых гидромуфт.
Другим полезным мероприятием является установка вместо
пластинчатого порога профилированного порога конструкции
А. Я. Кочкарева и В. Л. Плешанова (рис. 20) [11]. В последние го-
ды В. Л. Плешановым проведен большой комплекс исследований
предложенного профилированного порога. Он отмечает, что на
основании исследований в ЛПИ разработан новый эффективный
способ устранения неустойчивости характеристик гидромуфт при
частичных заполнениях, заключающийся в установке в турбинном
колесе гидромуфты профилированного порога.
9. РЕГУЛИРОВАНИЕ ГИДРОМУФТ
Прежде всего уточним те основные виды регулирования, которые
можно осуществить посредством гидромуфт.
Регулирование частоты вращения ведомого вала можно произ-
водить: 1) при постоянной частоте вращения ведущего вала; 2) при
переменной частоте вращения ведущего вала.
В свою очередь, если гидромуфта работает с постоянной часто-
той вращения ведущего вала, то регулировать частоту вращения
ведомого вала можно тремя способами: а) различной степенью за-
полнения рабочей полости гидромуфты; б) механическим измене-
нием формы рабочей полости; в) перегрузкой гидромуфты путем
прогрессирующего увеличения передаваемого момента или, наобо-
рот, путем снятия нагрузки.
Наибольшее распространение получил способ регулирования,
отмеченный в п. а, меньшее — в п. б [3].
48
Рис. 19. Рабочие колеса гидромуфт Фойт с сотовым строением рабочей
полости
1
Рис. 20 Профилированный порог конст-
рукции А. Я. Кочкарева и В. Л. Пле-
шанова:
/—ведущий вал; 2—колесо насоса; 3—ведо-
мый вал; 4—колесо турбины; 5—профилиро-
ванный порог; 5—вращающийся кожух: 7—
жиклер; 8—уплотняющая манжета; 1>п0=
= (0,2-H),6)Da; Dn = (0,354-0,7)£>а; а= (0,014-
0,08)Da; с=(0,0034-0,06)Da; д=04-30°, Do=
= (0,174-0,6)Da
49
Регулирование гидромуфт изменением наполнения. Для пра-
вильной оценки и выбора той или иной системы регулирования
гидромуфт посредством изменения наполнения следует прежде
всего классифицировать эти системы.
Авторы предлагают принять следующую классификацию систем:
(рис. 21). Гидромуфты делятся на две группы: А — с черпаковой
трубкой и Б — жиклерные. Гидромуфты с черпаковой трубкой, в
свою очередь, подразделяются на гидромуфты, у которых черпако-
вая трубка питает рабочую полость гидромуфты (В); гидромуфты,
у которых черпаковая трубка опоражнивает рабочую полость (Г),
и гидромуфты, у которых черпаковая трубка создает только внеш-
нюю циркуляцию жидкости, а опоражнивание или наполнение про-
изводится специальным насосом (шестеренчатым или каким-либо
другим).
Гидромуфты группы В — регулируемые на входе, а группы Г —
регулируемые на выходе.
Примером гидромуфт, относящихся к группе В, могут служить
гидромуфты по ГОСТ 14151—69, гидромуфты Фойт типа SdL
(ФРГ) [см. рис. 25], гидромуфты английской фирмы «Флюидрайв»
'j'Hna SCR (см. рис. 27).
Принцип действия таких гидромуфт следующий: наружный и
внутренний кожухи, вращающиеся вместе с насосным колесом гид-
ромуфты, образуют пространство (вращающийся сборник), в кото-
рое все время поступает из рабочей полости масло. В этот сборник
масло протекает через калиброванные ниппеля (жиклеры), связы-
вающие это пространство с рабочей полостью. Во вращающемся
сборнике установлена скользящая (или поворотная) черпаковая
трубка, подающая определенную дозу рабочего масла обратно в
рабочую полость. При изменении положения черпаковой трубки
изменяется доза масла, поданного обратно в рабочую полость, а
следовательно, изменяется и степень заполнения рабочей полости.
Как известно, от изменения степени ее заполнения зависит и часто-
та вращения турбинного вала, и таким образом, производится
регулирование гидромуфт.
Примером гидромуфт, относящихся к группе Г, могут служить
гидромуфты ВНИИМЕТМАШа ГМ600 и ГМ-580-2 (см. рис. 31),
гидромуфты Сумского завода МГ-7000, гидромуфты Фойт R18K
(см. рис. 36), английские гидромуфты типа ST (см. рис. 37).
В отличие от гидромуфт группы В эти гидромуфты не имеют
большого вращающегося сборника, а имеют небольшой дополни-
тельный объем (сборник), свободно сообщающийся с рабочей по-
лостью через большие отверстия. Этот дополнительный объем и
рабочую полость можно рассматривать как два свободно сообщаю-
щихся сосуда, причем в сборнике установлена скользящая черпа-
ковая трубка большей производительности. В отличие от гидромуфт
группы В в рассматриваемой группе черпаковая трубка посылает
из дополнительного сборника рабочее масло в неподвижный бак^
а питает гидромуфту из бака специально установленный насос.
50
Рис. 21. Классификация систем регулирования гидромуфт изменением наполнения
Черпаковая трубка в данной схеме в зависимости от своего по-
ложения вычерпывает в той или иной мере рабочее масло из гидро-
муфты, устанавливая ту или иную степень заполнения рабочей
полости, а следовательно, и частоту вращения турбинного вала.
Отечественные гидромуфты завода «Кондиционер» (г. Харьков),
гидромуфты Sflex и SL фирмы «Фойт» и гидромуфта SA японской
фирмы «Мицубиси» являются примером гидромуфт, относящихся к
группе Д. Здесь черпаковая трубка неподвижна и создает только
циркуляцию рабочей жидкости из вращающегося кожуха в рабо-
чую полость, а во вращающийся кожух масло из рабочей полости
попадает через ниппеля. К маслопроводу черпаковой трубки при-
соединен, как правило, шестеренчатый насос, который, вращаясь в
одну сторону, отбирает рабочую жидкость, посылая ее в нижний
бак, а вращаясь в другую сторону, добавляет жидкость из бака в
рабочую полость, производя таким образом регулирование частоты
вращения турбинного вала.
Гидромуфта с верхним напорным баком конструктивно выполне-
на по схеме группы В, только черпаковая трубка неподвижна, и
она не питает гидромуфту. Поэтому, собственно говоря, ее нельзя
отнести ни к группе В, ни к группе Г. Эта система устаревшая и
почти не используется. Попытка ее обновить и модернизировать
сделана К- Г. Осиповым («Вестник машиностроения», №8, 1973 г.).
Другая группа регулируемых наполнением гидромуфт — жик-
лерная, конструктивно выполняется следующим образом. Гидро-
муфта заключена в неподвижный кожух. По периферии насосной
или турбинной частей установлены калиброванные ниппеля (жик-
леры), через которые некоторое количество масла все время вы-
брасывается в неподвижный кожух. Из последнего масло свободно
сливается в бак. Диаметр отверстия жиклеров подбирают опытным
путем. Из сливного бака масло подается обратно в рабочую полость
специально установленным насосом, причем на питательном трубо-
проводе гидромуфты устанавливается регулирующий клапан с ко-
лонкой дистанционного управления. Питательный трубопровод свя-
зан перепускной трубой с масляным баком. Управляя регулирую-
щим клапаном, можно изменять заполнение гидромуфты, перепус-
кая часть масла через сливной клапан в бак.
Впервые жиклерные гидромуфты были применены
ЦНИИТМАШем в 30-х годах для привода дымососов 500 кВт [6}.
Жиклерная схема регулирования гидромуфт мало распространена,
так как она не удовлетворяет одному из основных требований,
предъявляемых к системе регулирования, — быстродействию. Дру-
гим недостатком данной схемы являются большие потери на трение
жидкости, увлекаемой во вращение гидромуфтой, о неподвижный
кожух. Однако схема проста по конструкции, поэтому некоторые
заводы, как, например, ЛМЗ им. XXII съезда КПСС, применили
ее для гидромуфт большой мощности (4000 кВт и выше).
В качестве примера на рис. 22 показаны схемы маслосистем
питательного насосного агрегата с регулируемой гидромуфтой [22].
Из рисунков видно взаимное расположение механизмов, обслужи-
52
вающих гидромуфту. Все маслосистемы, приведенные здесь, соот-
ветствуют по принятой нами классификации группе Г, а маслосисте-
ма IV — также группе Б.
По системе VI (см. рис. 22) выполнены гидромуфты
ВНИИМЕТМАШа ГМ-580-2 и ГМ-600. Эта система оборудована
специальной распределительной колонкой (см. рис. 31), которая,
Схема I
Схема U
Схема IV
Рис. 22. Схемы маслосистем питательного насосного агрегата с регу-
лируемой гидромуфтой:
/—гидромуфта; 2—масляный бак; 3—насос; 4—маслоохладитель; 5—регулиро-
вочный золотник с перепуском масла в бак; 6—то же, без перепуска; 7—ре-
гулировочный золотник на сливе масла из черпаковой трубки гидромуфты
исходя из предполагаемого нагрева масла, производит регулирова-
ние расхода масла на гидромуфту и байпасирование посредством
перепускного клапана 7 маслоохладителей на сливе из гидромуфты.
Аналогичная схема использована на гидромуфтах Фойт — SVL
и RK.
А. Н. Туркин пишет [22]: «...расчеты показали, что система VI
является предпочтительной. Она обеспечивает полную автономность
работы маслосистемы без вмешательства эксплуатационного пер-
сонала для регулирования расхода охлаждающей воды в зависимо-
сти от режима работы агрегата.»
Жиклерная гидромуфта может работать только по системе IV,
так как ее возможности исчерпываются предоставлением свобод-
ного слива масла в бак.
ГЛАВА IV
КОНСТРУКТИВНЫЕ И ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ ОСОБЕННОСТИ
ГИДРОМУФТ, РЕГУЛИРУЕМЫХ НАПОЛНЕНИЕМ
1. ГИДРОМУФТЫ МАЛОЙ И СРЕДНЕЙ МОЩНОСТИ
(ДО 2000 кВт)
Гидромуфты этой группы применяются в приводе центробежных
насосов, вентиляторов, дымососов, конвейеров, центрифуг, в шахто-
подъемных машинах, в приводе вспомогательного оборудования ме-
таллургических заводов, вращающихся печей и барабанов, в при-
воде вентиляторов градирен заводов большой химии, скрубберов-
интеграторов, на самолетах, в приводе тепловозов, кораблей и
т. д.
Они предназначены для программного регулирования частоты
вращения приводимой машины при постоянной частоте вращения
двигателя, а также для разгона и остановки приводимой машины.
Прежде чем решить вопрос о применении гидрюмуфт для рабо-
ты с той или иной машиной, конструктору или эксплуатационнику
необходимо провести подробный анализ характеристик этих машин
и выгодность’их сопряжения, пользуясь уравнением Л42=М11Ом(0а\
здесь а — показатель степени, зависящий от типа приводимой ма-
шины.
Гидромуфты заводов СССР. Гидромуфты конструкции
ЦНИИТМАШа — ВНИИМЕТМАШа с вращающимся резервуаром
относятся к группе В. Основные детали гидромуфты: насосное и
турбинное колеса, вал турбины, внутренний и наружный кожухи,
черпаковая трубка. Насосное колесо жестко связано с ведущим ва-
лом, опирающимся на два шарикоподшипника. На ведомом валу
крепится турбинное колесо. Наружный и внутренний кожухи болта-
ми соединены с насосным колесом. Эти два кожуха образуют вра-
щающийся резервуар, в который все время через ниппели выбра-
сывается масло' из рабочей полости. В пространстве между кожу-
хами установлена поворотная черпаковая трубка, насаженная на
ось, шарнирно закрепленную в коллекторе [3].
Трубка может быть введена во вращающееся масляное кольцо
или выведена из кольца. В первом случае черпаковая трубка, ис-
пользуя скоростной напор вращающегося масляного кольца, все
время подает масло в рабочую полость гидромуфты. Так как рас-
ход масла через ниппеля значительно меньше производительности
черпаковой трубки, то рабочая полость будет всегда заполнена,
вследствие чего частота вращения турбинного вала достигнет мак-
симального значения, соответствующего скольжению 2—3%. При
втором положении трубка больше не подает масла, в то время как
54
выброс через ниппеля продолжается безостановочно; в результате*
рабочая полость опорожнится, и турбинное колесо остановится. Та-
ким образом, при втором положении трубки двигатель отсоединен
от ведомой машины. Промежуточные положения трубки дадут раз-
ные степени заполнения гидромуфты и, следовательно, разную ча-
стоту вращения ведомого вала.
Гидромуфты размерного ряда. Нормалью, разработанной во-
ВНИИМЕТМАШе, предусмотрено изготовление регулируемых гид-
ромуфт мощностью от 5 до 1000 (кВт. Принята конструкция с вра-
щающимся резервуаром (кожухом) и со скользящей черпаковой
трубкой. Преимущества этих гидромуфт — отсутствие масляного
бака и длинного трубопровода.
Конструкция гидромуфты показана на рис. 23 и 24. Крутящий
момент с вала двигателя через зубчатую полумуфту передается па
ведущий вал гидромуфты. Ведущий фланец с закрепленным на нем
насосным колесом 4 и вращающимся наружным кожухом (резер-
вуаром) 2 образуют ведущую систему гидромуфты, которая цент-
рируется (подвешивается) одной стороной на валу двигателя и
опирается другой (левой стороной) на шарикоподшипники. Эти
подшипники воспринимают также неуравновешенные осевые силы,
возникающие при переходных режимах.
Вал 1 турбинного колеса установлен на роликоподшипниках,
размещенных в выточке ведущего фланца и в опоре гидромуфты.
Подшипник в опоре сферический для исключения влияния перекоса
при монтаже.
Смазка подшипников, расположенных в зоне рабочих колес
гидромуфты, производится из круга циркуляции, а сферического —
из магистрали черпаковой трубки. Для этого в масляном канале
опоры в сто-рону вала просверлено отверстие диаметром 2 мм, из
которого масло попадает на турбинный вал и далее по конусу вала
загоняется в подшипник. Из подшипника- масло сливается в кар-
ман, сделанный в опоре, и по двум трубкам отводится во вращаю-
щийся кожух.
Наружный вращающийся кожух выполнен сварным из тонкого
листа. Для придания ему правильной формы и жесткости на ци-
линдрической поверхности выкатаны два гофра. Один гофр служит
полостью, в которую входит заборный конец черпаковой трубки.
Объем вращающегося резервуара рассчитан так, что при остановке
гидромуфты все слившееся масло помещается в нижней части ре-
зервуара до лабиринтного уплотнения (кроме масла, заполняюще-
го маслоохладитель и трубопровод). На цилиндрической поверх-
ности резервуара имеются три отверстия с резьбовыми пробками
для доступа к двум гидравлическим клапанам 5 и жиклерам.
Рабочие колеса изготовлены литыми из легких алюминиевых
сплавов (Ал9, Ал4) или стальными штампованно-сварными. У свар-
ных колес чаши выполнены из тонкого листа путем гидравлической
вытяжки или штамповки. Лопатки колес прямые, радиальные.
Особое внимание следует обратить на балансировку. Насосное
колесо в сборе с вращающимся кожухом (резервуаром) и турбин-
55
ное колесо с вращающимися деталями должны быть раздельно ди-
намически сбалансированы в соответствии с техническими требо-
бованиями.
Перед балансировкой насосного колеса в резервуар гидромуфты
следует залить рабочую жидкость в количестве 15—20% номиналь-
ного объема самой гидромуфты.
Рис. 23. Гидромуфта размерного ряда конструкции
ВНИИМЕТМАШа:
1—ведомый вал; 2—наружный кожух; 3—трубка к клапанам; 4—насосное ко-
лесо; 5—клапаны; 6—турбинное колесо; 7—ведущий вал; 8—черпаковая трубка
Детали гидромуфты должны иметь антикоррозионное покрытие.
Покрытие вращающегося кожуха (резервуара) делается с учетом
обеспечения необходимой теплоотдачи в окружающую среду. Ре-
гулирование частоты вращения ведомого вала гидромуфты осуще-
ствляется изменением степени заполнения ее рабочей полости, для
чего служит черпаковая трубка 8.
Стальная черпаковая трубка скользит в чугунном коллекторе.
Для обеспечения вращения гидромуфты в обоих направлениях
черпаковая трубка выполнена двусторонней с раздельными кана-
лами. При работе одной стороны трубки канал другой стороны
перекрыт.
56
В центральной части трубки имеется даз для поводкового рыча-
га, который жестко насажен на валик, выходящий наружу. На
наружном конце валика закреплен второй рычаг для соединения
с исполнительным механизмом.
При перемещении черпаковой трубки с помощью электрического
исполнительного механизма или механизма ручного управления из
нейтрального (среднего) положения в ту или другую сторону в за-
Рис. 24. Схема маслопровода гидромуфты, приведенной на рис. 23:
поз. 1—8—см. рис. 23; 9—жиклер; 10— маслоохладитель
висимости от направления вращения гидромуфты один из наконеч-
ников трубки будет заглубляться во вращающееся масляное кольцо.
Под действием 'Скоростного напора масло захватывается зевом чер-
паковой трубки и .подается по каналу коллектора во вращаю-
щейся фланец и далее в рабочую полость.
Черпательное устройство крепится к чугунной опоре гидромуф-
ты. В верхней части опоры размещена воронка с фильтром для
залива масла во вращающийся резервуар. Опора гидромуфты
устанавливается на фундаментной раме.
При проектировании черпаковой трубки необходимо провести
расчет объема масла и размера кожуха и проверить (нанести на
чертеже) границы масляного кольца во вращающемся кожухе при
полностью опорожненной гидромуфте. При нейтральном (выклю-
ченном) положении черпаковой трубки она ни в коем случае не
должна входить своими черпающими концами (даже незначитель-
но) в масляное кольцо. В противном случае это поведет к добавоч-
ной нагрузке насосного колеса и, следовательно, двигателя, к пони-
жению КПД гидромуфты и разбрызгиванию масла. Последнее мо-
жет вызвать утечки масла через лабиринтные уплотнения. Выпол-
57
пение на чертеже рекомендуемого правила гарантирует при работе
гидромуфты вычерпывание масла только одним концом черпаковой
трубки, рабочим для данного направления вращения.
В качестве главного параметра ряда гидромуфт выбран актив-
ный диаметр £>а (максимальный диаметр рабочей полости гидро-
муфты по выходным кромкам лопаток насоса). Значения активных
диаметров соответствуют ряду /? = 20 предпочтительных чисел
(ТОСТ 8032—56).
Активный диаметр, с одной стороны, определяет эксплуатаци-
онные параметры гидромуфты — мощность и скольжение при за-
данной частоте вращения ведущего вала, с другой стороны — ее
размеры.
Помимо активного диаметра, основными параметрами гидро-
муфт являются номинальная передаваемая мощность, частота вра-
щения ведущего вала, КПД или скольжение на номинальном ре-
жиме, а также глубина регулирования.
Размерным рядом предусмотрено, что номинальное скольжение
будет меняться от 2—2,5% до 3—3,5% в зависимости от выбора
нагрузки (первое относится к Mnin, второе — к Мпах) •
Основные параметры регулируемых гидромуфт можно найти в
работе [3].
Размерный ряд учитывает, что в большинстве случаев привод
гидромуфт будет осуществляться от асинхронных короткозамкну-
тых двигателей. Частота вращения и мощности гидромуфт соот-
ветствуют параметрам электродвигателей серий АО и АО2. Поль-
зуясь таблицей в работе [3], можно подобрать электродвигатель и
регулируемую гидромуфту при заданных мощности и частоте вра-
щения ведущего вала. В случае привода от двигателя внутреннего
сгорания может быть использована номограмма основных парамет-
ров (см. рис. 14).
Принятая конструкция гидромуфты обеспечивает глубину ре-
гулирования частоты вращения в 4 раза в приводе машин, у кото-
рых крутящий момент пропорционален квадрату частоты враще-
ния, и в 2 раза — в приводах машин с постоянным крутящим момен-
том.
Гидромуфты Харьковского завода «Кондиционер» им. 50-летия
СССР — переменного наполнения; предназначены для умень-
шения пусковой нагрузки электродвигателя и бесступенчатого ре-
гулирования частоты вращения, а следовательно, и производитель-
ности вентиляторных агрегатов центральных секционных кондицио-
неров. Гидромуфта регулируется неподвижной черпаковой трубкой
и шестеренчатым насосом и согласно нашей классификации отно-
сится к группе Д.
Гидромуфты зарубежных фирм. Гидромуфты фирмы «Фонт»
(ФРГ). Фирма «Фойт» выпускает следующие типы гидромуфт сред-
них и малых мощностей (в основном до 1000 кВт) для различных
случаев практики: SL, Sflex, SdM, SdL.
Гидромуфта SL отличается от Sflex только тем, что выполнена
на собственных опорах и соединяется с двигателем и приводимой
58
машиной посредством простых эластичных муфт. Гидромуфта Sflex
монтируется консольно на шейке вала электродвигателя.
Гидромуфты SL и Sflex оборудованы неподвижной черпаковой
трубкой и регулируются шестеренчатым насосом (группа Д, рис.
21), а гидромуфты типа SdM и SdL (рис. 25) скользящей черпако-
вой трубкой (группа В). Гидромуфта SdL оборудована клапаном
5 для быстрого опоражнивания, который открывается при выводе
черпаковой трубки из масляного кольца. Гидромуфта SdM не имеет
Рис. 25. Гидромуфта типа SdL:
/—ведущий вал; 2—порог; 3—турбинное колесо; 4— вращающийся ко-
жух; 5—клапан быстрого опоражнивания; 6—насосное колесо; 7—ведо-
мый вал; 8—черпаковая трубка
собственных подшипников, и вес ее воспринимается подшипниками
валов двигателя и приводимой машины; с последней она связана
гибкой муфтой. Гидромуфты оборудованы специальными маслоох-
ладителями.
Гидромуфта типа SdL в отличие от SdM имеет собственные
внешние опоры и соединена с двигателем и приводимой машиной
эластичными муфтами, которые нагружены только передачей кру-
тящего момента. В гидромуфте перед выходом из турбинного
колеса установлен порог. Черпаковая трубка (рис. 26) выполнена
с шариковым клапаном, позволяющим производить реверсирова-
ние гидромуфты.
Перемещение черпаковой трубки посредством шестеренки и
зубчатой рейки (см. рис. 26) более рационально, чем перемещение
по схеме рис. 24, так как в первом -случае -скорость перемещения
равномерная, а во втором — переменная.
59
Гидромуфты фирмы «Флюидрайв Инжинеринг» (Англия). Эта
фирма выпускает регулируемые гидромуфты двух типов: 1) гидро-
муфты традиционные типа SCR, у которых скользящая черпаковая
трубка (scoop control) производит дозированное питание рабочей
полости, выброс же масла производится через жиклеры во враща-
Рис. 26. Черпаковая трубка и воронка гидромуфты
типа SdL:
1—шариковый клапан; 2—воронка для заливки масла в гидро-
муфту
ющийся кожух; 2) гидромуфты новой конструкции (типа LST,
MST и др.), у которых скользящая черпаковая трубка (scoop trim-
ming) дозировано опоражнивает рабочую полость, направляя мас-
ло в неподвижный бак (маслосборник); питание гидромуфты — от
специально установленного насоса.
Отличительной особенностью гидромуфт SCR является наличие
вращающегося масляного резервуара (кожуха). Гидромуфты мо-
дификаций SCR4, SCR6, SCR8 и SCR24 не имеют внешних опор,
a SCR5 (рис. 27) SCR7, SCR9 и SCR25 имеют одну внешнюю опору
на стороне ведомого вала.
Регулирование частоты вращения у гидромуфт SCR производит-
ся скользящими черпаковыми трубками. Особенность их конструк-
ции видна, например, на рис. 28. На противоположном от рабочего
конце черпаковой трубки установлен маслоуловитель 1 с незначи-
60
тельным проходным сечением. При сдвиге черпаковой трубки к
валу и выводе ее таким образом из масляного кольца маслоуло-
витель автоматически вводится в масляное кольцо с противополож-
ной стороны и начинает по трубке 2 подавать масло на смазку
внутренних подшипников. Это приспособление полезно, так пак без
Рис. 28. Черпако-
вая трубка гидро-
муфты SCR5:
Рис. 27. Гидромуфта SCR5
/—маслоуловитель;
2—питающая трубка;
3—корпус черпаковой
трубки; 4—черпако-
вая трубка
него при выключенном положении черпаковой трубки внутренние
подшипники могут оставаться без смазки.
Рабочие колеса гидромуфт SCR4 и SCR5 отлиты из высокопроч-
ного алюминиевого сплава, а вращающийся резервуар образован
легкими (внутренним и наружным) кожухами, отштампованными
из стали; у гидромуфт SCR6 и SCR7 эти кожухи отливаются из
высокопрочного сплава алюминия.
На выходе из турбинного колеса установлен порог, благоприят-
но влияющий на устранение колебаний в гидромуфте при разгоне
и при переходных режимах. Соотношение размеров у порога
dn/Da = 0,34-0,45, где dn — диаметр порога; £>а— активный диаметр
гидромуфты.
61
В последние годы фирма «Флюидрайв» стала изготовлять сов-
сем новый тип гидромуфт, отличающийся от SCR. Это гидромуфты
LST, MST, GWT и GST. В них конструктор изменил систему пита-
ния и управления гидромуфтами, отказавшись от системы, при ко-
торой черпаковая трубка питает гидромуфту (группа В). Здесь
Рис. 29. Гидромуфта GWT фирмы «Флюидрайв Инжипе-
ринг» (Англия):
7—входной вал; 2—насосное колесо; 3—турбинное колесо: 4— рабо-
чая полость; 5—рычаг управления; 6—порог; 7—выходной вал; 8—
черпаковая трубка; 9—камера черпаковой трубки; 10—масляный
бак; //—всасывающая трубка; 12—насос, питающий гидромуфту
(циркуляционный)
черпаковая трубка опоражнивает рабочую полость гидромуфты, а
питание производится от специального насоса, приводимого от ве-
дущего вала гидромуфты (группа Г). Последняя система имеет
много преимуществ при наладке и эксплуатации.
Тип LST является переходным; в нем изменилась только систе-
ма питания и управления, рабочая полость осталась та же, что и у
гидромуфт SCR. Гидромуфта имеет телескопические валы, располо-
жена на собственных внешних опорах, подшипниках качения и
предназначена для нижнего диапазона мощностей от 11 до 590 кВт
при от 1200 до 3600 об/мин. В гидромуфтах MST, GWT и GST
изменена традиционная продолговатая форма рабочей полости, в
62
сечении меридиональной плоскостью ей придана форма окружности.
Гидромуфты GST и GWT (рис. 29) предназначены для среднего
диапазона мощностей (от 74 до 2200 кВт) с частотой вращения
ведущего вала от 1000 до 3000 об/мин. У гидромуфт GST внеш-
ними опорами являются подшипники качения, у GWT — подшип-
ники скольжения.
Рис. 30. Гидромуфта типа SHL фирмы «Хитачи» (Япония):
/—ведущий вал: 2 и 6—подшипники качения; 3—насосное колесо;
4—кожух; 5—турбинное колесо; 7—черпаковая трубка; 8—ведомый
вал; 9—бак; 10—насос, питающий гидромуфту
Регулировка относительного заполнения рабочей полости и ра-
бота черпаковой трубки такие же, что и у гидромуфты LST. По-
скольку эти гидромуфты выпускаются и на мощность 2200 кВт, чет-
кий раздел между гидромуфтами средней и большой мощности уже
нарушается.
Гидромуфта MST относится к среднему диапазону мощности и
скорости. Однако гидромуфты MST изготовляют также на мощ-
ность до 10 000 кВт леи гц =12004-1500 об/мин и на 8200 кВт при
= 1800 об/мин. Особенностью гидромуфты является автономность
ведущего и ведомого валов, расположенных на собственных под-
шипниках скольжения, что увеличивает надежность и работоспо-
собность гидромуфты.
Гидромуфты японских фирм. В Японии регулируемые гидро-
муфты средней и малой мощности (тип UA и UAa) выпускает
фирма «Мицубиси». Гидромуфты UA — подвесные, a UAa — на
собственных внешних опорах. Они оборудованы поворотными чер-
ез
паковыми трубками, а в компоновке основных деталей (насос, тур-
бина, наружный и внутренний вращающиеся кожухи) повторяют
до известной степени конструкцию гидромуфты Фойт типа SL,
однако рабочие колеса их выполнены с разрезным тором. Оригиналь-
ным в японских конструкциях является компоновка маслоохлади-
телей с гидромуфтами. В гидромуфтах типа UA холодильник уста-
навливается под коллектором и используется в. качестве его опор-
ной плиты, а также для расположения колонки управления, типа
UAa — в качестве плиты под опорный подшипник, а также для
установки колонки управления. В гидромуфтах малой мощности,
например UA-25, маслоохладители не устанавливаются, а в целях
интенсификации охлаждения на наружном вращающемся кожухе
приварены ребра под некоторым углом к оси вращения. Последнее
способствует повышенному теплообмену между гидромуфтой и ок-
ружающим воздухом.
Японская фирма «Хитачи» выпустила новые регулируемые гид-
ромуфты средней и малой мощности, а также больших мощностей.
Примером гидромуфты средней мощности (до 600 кВт) при частоте
вращения от 500 до 2000 об/мин является гидромуфта типа SHL
(рис. 30). По системе регулирования выходного вала эта гидро-
муфта относится к группе Г. Гидромуфта расположена на внешних
подшипниках качения, выходной вал телескопически центрируется
в гнезде входного вала. Небольшой насо-с, приводимый через цепь
от ведущего вала, обеспечивает питание рабочей полости и смазку
подшипников.
2. ГИДРОМУФТЫ БЫСТРОХОДНЫЕ БОЛЬШОЙ МОЩНОСТИ
(СВЫШЕ 2000 кВт), РЕГУЛИРУЕМЫЕ ЗАПОЛНЕНИЕМ
Быстроходные гидромуфты мощностью свыше 2 000 кВт приме-
няются для привода питательных насосов на тепловых электростан-
циях, для привода турбовоздуходувок (например, бессемеровских
цехов) и других турбомашин. При установке гидромуфт можно при
постоянной частоте вращения двигателя программно регулировать
частоту вращения упомянутых турбомашин, а тем самым их подачу
и напор (давление). Такой вид регулирования является весьма эко-
номичным, поэтому он получил большое распространение.
Гидромуфты заводов СССР. Гидромуфта Г М-580-2 мощностью
2 0001 кВт, л?!=3 000 об/мин конструкции ВНИИМЕТМАШа
представляет собой модернизацию ранее описанной гидромуфты
ГМ-590-2. Благодаря изменению формы рабочей полости и увели-
чению числа лопаток в гидромуфте удалось, не снижая передава-
емой мощности, уменьшить активный диаметр с 590 до 580 мм.
Модернизированная конструкция ГМ-580-2М предусматривает из-
готовление гидромуфты с распределительной колонкой. Гидромуф-
ты ГМ-580-2 используются в приводе питательных насосов на ряде
ТЭЦ.
Окружная скорость гидромуфты на максимальном диаметре пре-
вышает 100 м/с; рассчитана она на передачу мощности 2 000 кВт
при скольжении 2%.
64
Гидромуфта (рис. 31) представляет собой двухполостную си-
стему. Ротор насоса гидромуфты состоит из ведущего вала 1, сое-
диненного с электродвигателем, двух насосных колес 3 и 7, свя-
занных между собой цилиндрической частью, и полого вала 8.
Ротор насоса опирается на внешние подшипники скольжения 2 и 9,
расположенные в неподвижном корпусе 12 гидромуфты. Смазка
подшипников принудительная, а их температура измеряется ми-
ниатюрными термометрами сопротивления.
Камеры подшипников отделены от рабочей полости. Такое рас-
положение препятствует проникновению тепла от гидромуфты к
подшипникам и тем самым улучшает тепловой режим последних.
Ротор турбины состоит из ведомого вала 10, соединенного с приводи-
мым насосом 5Ц-10 или с какой-либо другой рабочей машиной, и
двухполостного турбинного колеса 5. Ротор турбины вращается в
подшипниках качения, расположенных в специальных гнездах вала
ротора насоса. Колеса насоса и турбины изготовлены из стальных
поковок; лопатки приварены. Корпус 12 имеет горизонтальный разъ-
ем, так что верхняя часть (крышка 4) может быть снята при не-
обходимости осмотра подшипников и прочих деталей.
Гидромуфта регулируется путем изменения заполнения ее рабо-
чей полости, для чего применено устройство со скользящей черпа-
ковой трубкой 11. Принцип регулирования заключается в следую-
щем. В пространство (пополнительный объем), образованное
наружной стенкой колеса насоса 7 и вращающимся наружным ко-
жухом 13, установлена скользящая черпаковая трубка. Указанное
пространство сообщается с рабочей полостью гидромуфты посред-
ством каналов 6 достаточно большого сечения. Под действием
статического напора, создаваемого колесом насоса, жидкость (мас-
ло) из рабочей полости протекает через каналы 6 в дополнительный
объем и заполняет его. Можно считать, что уровень внутренней
поверхности масляного кольца в дополнительном объеме приблизи-
тельно соответствует уровню внутренней поверхности масляного
кольца в рабочей полости.
В масляное кольцо дополнительного объема введена черпаковая
трубка. Эта трубка загнута против направления вращения гидро-
муфты так, что, используя скоростной напор жидкости, она про-
качивает ее через внешний маслопровод в бак. Черпаковая трубка
установлена в специальных направляющих и может передвигаться
посредством колонки управления, управляемой автоматически.
Если черпаковая трубка оттянута к валу, то весь дополнитель-
ный объем заполнен маслом, а следовательно, заполнена и вся ра-
бочая полость гидромуфты. Если трубка выдвинута на периферию,
она полностью «вычерпывает» дополнительный объем, а следова-
тельно, и рабочую полость. Промежуточные положения трубки дают
и промежуточные уровни заполнения.
Таким образом, передвигая черпаковую трубку, мы изменяем
Уровень масла как в дополнительном объеме, так и в рабочей по-*
лости, и тем самым регулируем частоту вращения выходного вала
гидромуфты.
>65
Рис. 31. Гидромуфта ГМ-580-2 (конструкции ВНИИМЕТМАШа):
/—ведущий вал- 2 и 9— подшипники скольжения; 3 и 7—насосное колесо; 4—крышка корпуса; 5—турбинное колесо; 6—протон
ные кайалы; 8—полый вал; 10—ведомый вал; //—черпаковая трубка; 12—корпус гидромуфты; 13—вращающийся кожух
Гидромуфты оборудованы тепловой защитой. Две пробки из
легкоплавкого материала ввернуты в тело колеса насоса. В случае
нагрева масла в гидромуфте свыше 150°С пробки выплавляются,
и все масло из гидромуфты выбрасывается в кожух. Во время
нормальной работы гидромуфты в нижнюю часть корпуса попадает
только масло из подшипников и зубчатых муфт. Сварной бак емко-
стью 1400 л подвешен непосредственно под гидромуфтой [3].
2—плунжер; 2—ролик; 3—кулачок; 4—регулировочный вал: 5—шток; б—палец; 7—пружина;
8—дроссель; 9—винт; 10—постоянный дроссель
Отбор масла, как уже было сказано, производится посредством
черпаковой трубки И, которую можно передвигать радиально.
Под напором, создаваемым трубкой, масло направляется через
маслоохладитель и распределительную колонку в бак. Изменение
положения черпаковой трубки производится колонкой управления
КДУ Принципиальная схема регулирования расхода масла на
гидромуфту с байпасированием посредством перепускного клапана
7 холодильника на сливе из гидромуфты дана на рис. 22 (V/)
Распределительная колонка работает следующим образом: в плун-
жер 1 входит подпружиненный-палец 6\ последний прижимается-к
штоку 5, на котором установлен ролик 2. Во время работы черпа-
ковой трубки (рис. 32) плунжер 1 поднимается под действием дав-
67
ления, создаваемого трубкой, прижимая ролик 2 к кулачку 3. Кула-
чок поворачивается при соответствующем перемещении черпаковой
трубки. Профиль кулачка и его закрепление на регулировочном
валу 4 выполнены таким образом, что, когда требуется наибольший
расход масла через гидромуфту (при отводе наибольшего количе-
ства тепла), плунжер 1 находится в нижнем положении. При этом
положении плунжера масло, подаваемое насосом, направляется в
рабочую полость. Когда гидромуфта опорожнена (черпаковая
трубка находится в верхнем положении) и плунжер также переме-
щается в верхнее положение, насос питания подает в гидромуфту
только незначительную часть масла, в то время как основная течет
непосредственно в бак. Таким образом, достигается наименьшая
частота вращения вала гидромуфты.
Если черпаковую трубку быстро вывести из масляного кольца,
то давление в ней резко упадет, в результате чего плунжер 1 опус-'
тится ниже. Движению плунжера вниз способствует также пружина
7. При нижнем положении плунжера все масло, подаваемое насосом
питания, идет на заполнение гидромуфты. Как только масляное
кольцо в камере черпаковой трубки достигнет входа в последнюю, в
трубке вновь создается давление. Плунжер снова начинает подни-
маться и остановится, когда ролик 2 коснется кулачка 5.
Следовательно, через рабочую полость гидромуфты будет вновь
протекать только такое количество масла, которое необходимо для
отвода тепла, в то время как излишнее масло направится из колон-
ки обратно в бак. Если давление в камере К превысит допустимое,
то плунжер 1 сожмет пружину и откроет окно для прохода масла,
подаваемого черпаковой трубкой, на слив в бак.
Таким образом, это устройство выполняет функции предохра-
нительного клапана, защищая черпаковую трубку от излишнего
давления при переполнении маслом ее камеры.
В модернизированной распределительной колонке давление в
камере К регулируется дросселем 8 с винтом 9, соединяющим ка-
меру К с полостью слива, и постоянным дросселем 10, сообщаю-
щим камеру с черпаковой трубкой [А. с. 271963 (СССР)].
Таким образом, распределительная колонка позволяет значи-
тельно улучшить маневровые и динамические свойства гидромуфты.
Для повышения частоты вращения она автоматически увеличивает
подачу масла в рабочую полость гидромуфты. Колонка позволяет
следить за тепловым режимом гидромуфты и в зависимости от ко-
личества выделяемого тепла направляется через рабочую полость
гидромуфты соответственно меньше или больше масла. Распредели-
тельная колонка предохраняет черпаковую трубку от чрезмерного
повышения давления в ее камере.
В гидромуфтах ГМ-600 конструкции ВНИИМЕТМАШа (изгото-
витель — Южный завод гидравлических машин им. 60-летия Со-
ветской Украины) подпиточный насос встроен в гидромуфту и при-
водится от ее ведущего вала. Гидромуфта ГМ-600 (рис. 33) одно-
полостная, передает мощность 1 400 кВт при 3 000 об/мин со сколь-
жением 2%. При увеличении числа лопаток гидромуфта может
68
Рис. 33. Гидромуфта ГМ-600 (конструкция ВНИИМЕТМАШа):
/—ведущий вал; 2—шестерня привода питающего гидромуфту насоса; 3—турбинное колесо; 4—проточные каналы; 5—насосное
колесо; 6—наружный вращающийся кожух; 7—ведомый вал; 8—черпаковая трубка; Р—корпус гидромуфты
передать при том же скольжении 2 000 кВт. Гидромуфта оборудо-
вана распределительной колонкой.
Гидромуфта МГ-705'0 конструкции ВНИИАЭН [22] работает в
установке пускорезервного питательного насосного агрегата
ПЭ-600-300 блока 300 МВт с турбиной К-300-240 ХТГЗ и с редук-
тором Б-10.
/—неподвижный корпус; 2—ведущий ротор; 3—ведомый ротор; 4—черпаковое уст-
ройство
Гидромуфта приводится электродвигателем АВ-8000; передава-
емая мощность 7 000 кВт при п{ =2950 об/мин.
По конструкции и принципу работы гидромуфта (рис. 34)
близка к описанным выше. Насосное и турбинное колеса имект
соответственно в каждой рабочей полости по 56 и 64 радиальных
плоских лопатки. Активный диаметр гидромуфты — 650 мм.
Черпаковая трубка перемещается зубчатым сектором, соединен-
ным посредством механизма управления с колонкой дистанционного
управления.
Одновременно посредством кулачка и рычажной передачи по-
ворачивается золотник, устанавливающий необходимый расход
масла.
Гидромуфта Л М3 им. XXII съезда КПСС. Гидромуфты ЛМЗ
мощностью 8 000 и 4 000 кВт (см. рис. 35) [3] предназначены для
работы в питательных агрегатах прямоточных паровых котлов.
Агрегат состоит из питательного насоса высокого давления, зуб-
чатого редуктора, гидромуфты, электродвигателя и масляной си-
стемы.
Для привода пускорезервного питательного насосного агрегата
турбоустановки на 300 МВт применена гидромуфта мощностью
8 000 кВт при частоте вращения ведущего вала /г1 = 2960 об/мин
(рис. 35).
Насосное и турбинное колеса гидромуфты стальные, кованые, с
приваренными под углом 45° лопатками. Наклон лопаток в насос-
ном колесе выполнен вперед по направлению вращения, а в тур-
70
5
4
Рис. 35. Гидромуфта ЛМЗ мощностью 4000 кВт:
/—ведущий вал; 2—ведомый вал; 3—насосное колесо; 4—турбинное колесо; 5—цилиндрическая
часть
бинном — назад. В каждой рабочей полости установлено 20 лопаток
на насосном колесе и 19 лопаток на турбинном.
Ведомый ротор гидромуфты покоится на роликовом подшипнике,
установленном в насосном роторе, и на опорно-упорном подшип-
нике скольжения на стороне редуктора. Упорные поверхности под-
шипников образованы бронзовыми колодками с баббитовой залив-
кой.
Статорная часть гидромуфты состоит из корпуса, картера и
маслосбросного кольца. Впервые маслосбросные кольца были при-
менены в 30-х годах в жиклерных гидромуфтах на 500 кВт. Корпус
литой, чугунный с горизонтальным разъемом. На торцовой части
корпуса со стороны редуктора расположена камера подвода масла.
Картер — стальной, сварной, располагается в нижней части корпуса,
предохраняя его от омывания потоками горячего масла. Предпола-
гается, что это снижает расцентровку гидромуфты с электродвига-.
телем и редуктором, возникающую под влиянием нагрева. Масло-
сбросное кольцо также предохраняет корпус от воздействия струй
масла, выбрасываемых с большой скоростью из жиклеров [22].
Гидромуфта снабжается маслом от централизованной масляной
системы турбины. Наибольший расход масла — около 60 м3/ч.
Гидромуфты ЛМЗ — жиклерные. Частота вращения регулируется
изменением расхода масла регулирующим клапаном. Рабочий диа-
пазон регулирования составляет 20% по скорости. По данным ЛМЗ
полный КПД гидромуфты при минимальном скольжении составля-
ет 95,8 %.
В табл. 2 приведены параметры гидромуфт питательных насо-
сов [22]. В этой же работе [22] приведены данные по скоростям раз-
ворота (пуска агрегата) жиклерных и черпаковых гидромуфт.
Если постоянные времени испытанных автором черпаковых гидро-
муфт Тгм='1,1-г-1,3 с, то жиклерных Ггм = 6,64-22,6 с, т. е. сущест-
венно выше. Далее автор отмечает, что с увеличением мощности и
расхода масла динамические свойства жиклерных гидромуфт ЛМЗ
заметно улучшились: с Ггм = 22 с (агрегат СВП 280-320) до Ггм =
= 6,6 с (СВПЭ 320-550).
Гидромуфты зарубежных фирм. Гидромуфты фирмы «Фойт*
(ФРГ) применяются в установках с мощными питательными насо-
сами в двух исполнениях: типа RK (гидромуфта встроена в уско-
ряющий редуктор и работает с повышенной против электродвигате-
ля частотой вращения) и типа SVL.
Гидромуфта R18K, показанная на рис. 36, мощностью N\ =
= 2560 кВт, П\ = 3580 об/мин, предназначена для регулирования ча-
стоты вращения питательного насоса.
Центробежный насос питания самой гидромуфты, приводимый
посредством цилиндрических и конических колес от входного вала,
подает масло через распределительную колонку, установленную в
неподвижном чугунном корпусе, в коллектор и дальше в рабочую
полость гидромуфты. Отбор масла производится посредством сколь-
зящей черпаковой трубки, которую можно передвигать радиально.
Под напором, создаваемым трубкой, масло направляется через кол-
72
лектор, маслоохладитель и распределительную колонку в бак. По
классификации эта система относится к группе Г.
Таблица 2
Технические характеристики гидромуфт питательных насосов
тепловых электростанций [22]
Гидромуфта Мощность N\, МВт Скольжение 5, % КПД т}, о/о Активный диаметр Dat мм Угловая ско- рость ротора, рад/с Коэффициент мо- мента X-103 м Момент инерии^и, кг«м2
ведущего Ш1 ведомого CD 2 ведущего ротора Ji ведомого ротора /2 рабочей жидкости 7ж
лмз 4,0 2,5 95,8 725 314 306 0,748 101,5 25,2 2,7
лмз 8,0 2,5 96,0 660 311 303 2,45 136 29 1.3
МГ-65Х2 4,0 3,0 95,3 650 313 303 1,3 — 10 2,5
МГ-7000 7,0 3,0 95,0 650 309 300 2,37 77,6 10,25 1,9
МГ-5000 5,0 3,0 95,0 600 313 303 2,42 50 7,5 1,2
ГМ-600 1,4- —2,0* 2,0 96,0 600 312 306 1,36 29 2,7 —
ГМ-590-2 2,0 3,0 95,8 590 312 303 1,07 43 9,0 —
ГМ-580-2 Фирмы «Фойт» 2,0 2,0 96,0 580 312 306 1,15 — — —
(ФРГ) 2,56 3,0 96,0 562 375 364 0,997 —’ — —
* При увеличении числа лопаток.
Во время работы в баке находится большое количество горячего
масла, слившегося из гидромуфты. Распространяемое им тепло мо-
жет вызвать температурные расширения в агрегатах установки.
Для компенсации этих температурных деформаций фирма «Фойт»
рекомендует при монтаже установок с гидромуфтами RK и SVL
устанавливать ось вала гидромуфты несколько ниже (на 0,2—
0,23 мм) оси вала электродвигателя и приводимого насоса.
Гидромуфты SVL в отличие от RK исполняются без редуктора.
Ведущий и ведомый вал разделены и не центрируются один в дру-
гом, так же как у английских гидромуфт MST и японских UC. Та-
кая конструктивная схема значительно облегчает технологию из-
готовления и динамическую балансировку. При центровке, напри-
мер, ведомого вала в ведущей части требуется с высокой точностью
растачивать гнездо под центрирующий подшипник, с тем чтобы
смещение осей (ведущей и ведомой) не превышало 0,01—0,02 мм.
В случае превышения этого допуска в работающей гидромуфте мо-
жет возникнуть недопустимая вибрация, которую не представляется
возможным устранить.
Динамическая (балансировка по отдельности роторов рабочих
колес гидромуфты с разобщенными валами даст, естественно, хо-
рошие результаты. Для гидромуфты с валом ведомой части, цент-
73
Рис. 36. Гидромуфта типа R18K (горизонтальный разрез):
7—входной вал; 2 и 9—зубчатые колеса; 3—ведущая чаша; 4—наружный кожух: 5— насосное
колесо; 6—коллектор; 7—ведомый вал; 8—турбинное колесо; 10—ведущий вал
74
рируемым в ведущей, такая балансировка может и не дать требуе-
мого эффекта, так как в данном случае все зависит от точности
расточки центрирующего гнезда. Динамически балансировать вме-
сте собранные роторы насосного и турбинного колес нельзя, так как
они вращаются с разными скоростями.
Следует отметить, что гидромуфты часто оказываются нерабо-
тоспособными из-за сильной вибрации, вызванной тем, что в про-
цессе производства не была тщательно соблюдена технология изго-
Рис. 37. Гидромуфта типа DST:
/—ведущий вал; 2—наружный кожух: 3—насосное колесо; 4—цилиндрическая часть;
5—турбинное колесо; 6—корпус; 7—ведомый вал: 8—упорный подшипник; Р—нижняя
часть корпуса; 10—черпаковая трубка
товления, обеспечивающая с достаточной точностью соосное вра-
щение ведущей и ведомой частей гидромуфты.
Действующие в гидромуфте такой конструкции (автономные ва-
лы) осевые силы нельзя свести к внутренним силам и замкнуть их
во внутреннем силовом контуре. В данной конструкции они явля-
ются внешними силами, воспринимаемыми сильно развитыми упор-
ными подшипниками при максимальной частоте вращения вала дви-
гателя, в результате из-за потерь на Трение в упорных подшипниках
механические потери в таких гидромуфтах сильно возрастают.
Резделение ведущего и ведомого валов в гидромуфте, автоном-
ная их конструкция обеспечивает не только технологические выгоды
и более совершенную динамическую балансировку, но и большую
надежность в эксплуатации. У гидромуфты с телескопическим сое-
динением валов смазка внутренних подшипников качения находится
вне контроля, а приостановка смазки по какой-либо причине (засо-
рение смазочных канавок и т. п.) ведет к аварии. В гидромуфтах
с автономным соединением валов это исключено.
Гидромуфты фирмы «Флюидрайв Инжиниринг» (Англия). Фир-
ма помимо описанных выше гидромуфт выпускает еще гидромуфты
типа DST мощностью от 1100 до 15 000 кВт в двухполостном
75
исполнении. При активном диаметре 565 мм передаваемая ими
мощность равна 3700 кВт при ni = 2980 об/мин. Такая гидромуфта
(рис. 37) предназначена для регулирования частоты вращения
мощного центробежного насоса электростанции, приводимого от
короткозамкнутого асинхронного электродвигателя. Система пита-
ния и управления гидромуфты выполнена по группе Г. Следует об-
ратить внимание, что питание гидромуфты для уравновешивания
Рис. 38. Гидромуфта типа SHLP (фирма «Хитачи», Япония):
/—ведущий вал; 2 и 7—подшипники скольжения; 3 и 8—упорный подшипник; 4—насосное
колесо; 5—турбинное колесо; 6—кожух; 9— ведомый вал; 10—черпаковая трубка; //—мас-
ляный бак; 12—масляный насос
осевых сил производится с двух сторон, в обе рабочие полости, и
отчерпывается масло двумя черпаковыми трубками.
Гидромуфты японских фирм. Фирма «Мицубиси» выпускает
быстроходные гидромуфты большой мощности типа UC {3]. В этих
гидромуфтах интересна компоновка маслоохладителей с гидро-
муфтой. Нижняя часть корпуса гидромуфты представляет собой
бак, куда сливается все масло, причем в эту часть корпуса и
встроены маслоохладители. Система питания и управления гидро-
муфтой организована по группе Г.
Фирма «Хитачи» выпустила новую быстроходную мощную гид-
ромуфту типа SHLP (рис. 38).
Эти гидромуфты изготовляют из высокопрочных материалов и
передают мощность до 8000 кВт при частоте вращения от 1000 до
76
3800 об/мин в зависимости от размера активного диаметра. Систе-
ма питания и управления выполнена также по группе Г.
Гидромуфты фирмы «Американ Блауер» (США). Фирма изго-
товляет быстроходные гидромуфты типа VS класса 4 мощностью
100—1850 кВт при 1800 об/мин, а типа VS класса 6 — мощностью
200—9 000 кВт при 3600 об/мин. Конструктивная компоновка мас-
лоохладителей аналогична применяемой японской фирмой «Мицу-
биси». Ведущий и ведомый валы этих гидромуфт выполнены авто-
номными, с сильно развитыми упорными подшипниками. Насосные
и турбинные колеса, отлитые из алюминиевого сплава, имеют ло-
патки с переменным шагом для устранения колебаний момента
гидромуфты при переходных процессах.
Применение регулируемых гидромуфт. Агломерационная маши-
на. В-качестве примера эффективного использования регулируемых
гидромуфт может быть приведена установка гидромуфт типа SdL
фирмы «Фойт» на агломерационной машине с дутьем снизу. Гидро-
муфты обеспечивают в требуемых пределах (от 0 до 940 об/мин)
автоматическое регулирование частоты вращения дутьевой маши-
ны, а следовательно, подачи и напора ее. Гидромуфты работают на
масле турбинном 22 (л); температура масла при входе 30—35°С,
при выходе из гидромуфты 50—55°С (допустимо до 90°С). Вспе-
нивание масла не наблюдается.
Применение тягодутьевых машин с гидромуфтами обеспечивает
наиболее экономичные режимы работы во всех требуемых диапазо-
нах регулирования подачи и напора дутьевых машин.
Бумагоделательная машина. На бумагоделательной машине
Сегежского целлюлозно-бумажного комбината установлена одно-
опорная регулируемая гидромуфта фирмы «Флюидрайв Инжине-
ринг» типа SCR-14 для регулирования подачи смесительного (цент-
робежного) насоса.
Гидромуфта обеспечивает все требования технологического про-
цесса и дает экономию электроэнергии. Номинальная мощность
гидромуфты 1600 кВт, активный диаметр Da=;l 170 мм, частота вра-
щения ведущего вала /21 = 740 об/мин, номинальное скольжение
s = 34-4%. Наиболее применимый режим по частоте вращения ве-
домого вала п2= 1504-500 об/мин. Гидромуфта работает на масле
турбинном ТГ-400; температура масла при входе /1 = 40°С, а при
выходе /2='604-70°С. Вспенивания не было. Вес гидромуфты околч
21 кН.
Особый интерес представляет привод моталок посредством гид-
ромуфт. Применение гидромуфты вместо электрического способа
регулирования значительно упрощает всю установку, так как сама
гидромуфта является автоматическим регулятором процесса, требу-
емого технологией намотки при различных видах прокатки.
На рис. 39 приведена расчетная характеристика работы регу-
лируёмой гидромуфты в приводе моталки линии резки трубосвароч-
ного стана металлургического завода.
Моталка приводится от электродвигателя постоянного тока, ра-
ботающего по системе генератор — двигатель (Г — Д). Как пока-
77
зывает приведенная характеристика, эту сложную систему из двух
машин постоянного тока может заменить установка асинхронного
короткозамкнутого электродвигателя переменного тока с гидро-
муфтой, причем все автоматическое управление значительно уп-
рощается, а установка делается меньше по объему и занимает мень-
ше места.
На рис. 39 справа по оси абсцисс отложено изменение диаметра
рулона наматываемой полосы, а по оси ординат — изменение кру-
тящего момента Л4б на барабане моталки, частота его вращения
линейная скорость v полосы и ее натяжение F. Гидромуфта приво-
дит барабан моталки через редуктор, поэтому крутящий момент гид-
ромуфты AfrM отличается от момента барабана Мб передаточным
отношением редуктора. Идея работы такого привода следующая:
при намотке полосы на барабан диаметр бунта увеличивается, а
вследствие этого увеличивается и крутящий момент на барабане.
Гидромуфта обладает тем свойством, что с увеличением нагрузки
(крутящего момента) частота вращения ее уменьшается; это от-
ражено на рисунке справа прямой изменения передаточного отноше-
ния гидромуфты (/гм). При этом имеется в виду, что электродвига-
тель работает с постоянной частотой вращения (пх = const). На
рисунке слева помещена кривая а естественной моментной харак-
теристики гидромуфты в функции передаточного отношения (4™)’.
Для того чтобы линейная скорость v полосы была постоянной, не
зависела от радиуса бунта, а также постоянным было бы и натяже-
ние полосы (Г), необходимо, чтобы крутящий момент на гидромуф-
те изменялся не по естественной кривой а, а по регулируемой б,
соответствующей изменению момента на барабане (Л4б)- Это до-
стигается путем регулировки наполнения гидромуфты черпаковой
78
трубкой, движущейся автоматически (кривая в на рисунке слева).
Таким образом, вместо сложной системы машин постоянного
тока по системе Г — Д может быть применена простая регулируе-
мая гидромуфта, которая в данном случае сама является автома-
тическим регулятором, поддерживающим постоянную линейную
скорость и натяжение полосы.
Привод насосов большой мощности. Что касается гидромуфт
большой мощности, то особое распространение они получили в при-
воде центробежных насосов на тепловых электростанциях. Оста-
новимся более подробно на этом примере привода.
Известны следующие схемы привода питательных насосов через
гидромуфты: 1) электродвигатель — гидромуфта — насос; 2) элек-
тродвигатель — гидромуфта — ускоряющий редуктор — насос;
3) турбогенератор (от вала турбогенератора)—гидромуфта — на-
сос; 4) главная турбина (отвала главной турбины)—гидромуф-
та — насос.
В СССР наибольшее распространение имеют схемы 1 и 2 при-
вода насосов.
В США распространен привод через гидромуфту непосредствен-
но от вала турбогенератора или от вала главной турбины (схемы
3 и 4). Такие установки осуществлены, например, на агрегатах
№1 и 2 электростанции Равенсвуд, где каждая гидромуфта переда-
ет мощности 10 000 кВт.
В работе [22] отмечается тенденция к развитию неравномерности
электрической нагрузки блоков; при этих условиях экономические
преимущества насоса с гидромуфтой сильно возрастают. Основным
требованием к насосам следует считать обеспечение высокой на-
дежности. Применение гидромуфты способствует повышению на-
дежности питания благодаря следующим факторам: снижению
эрозионного износа регулирующей и пусковой арматуры питатель-
ного трубопровода, линии рециркуляции насоса и дроссельных уст-
ройств узла питания котла, уменьшению перепадов давления,
особенно в пусковых и предпусковых режимах и при пониженных
нагрузках и др.
А. Н. Туркин подчеркивает, что гидромуфта предназначена для
улучшения условий работы приводного электродвигателя. Приме-,
нение гидромуфты позволяет решить следующие задачи:
сократить продолжительность пуска двигателя при использова-
нии конструктивной схемы гидромуфты с внутренним ведущим ро-
тором (детали турбинного ротора охватывают насосный), имеющим
уменьшенный момент инерции, причем пуск производится с опо- .
рожненной рабочей полостью;
снизить динамический момент на муфте двигателя при аварий-
ном заклинивании ротора питательного насоса.
В системе автоматического регулирования питания гидромуфта
может быть использована: а) для поддержания минимального дав-
ления в питательной магистрали перед РПК (регулируемым пита-
тельным клапаном); б) поддержания минимального перепада дав-
лений на РПК; в) в качестве исполнительного органа регулятора
79 ,
питания, т. е. вместо РПК. Следует отметить, что последнее за ру-
бежом «используется довольно широко.
Далее, в работе [22] отмечается, что гидромуфта может быть
использована для повышения эксплуатационных качеств насосного
агрегата, например для распределения нагрузки между параллель-
но включенными насосами при различном износе их проточной
части (здесь уместно отметить, что автоматическое перераспреде-
ление гидромуфтами нагрузки между электродвигателями широко
используется в многодвигательном приводе ленточных конвейеров),
и, что особенно важно, для пуска насоса с западающей формой
напорной характеристики без появления недопустимых вибраций
питательных трубопроводов, возникающих вследствие неустойчи-
вой работы (помпажа) насоса на малых подачах, путем снижения
частоты вращения насоса при проведении пусковых операций.
Здесь рассмотрены не все положительные стороны установки
гидромуфты в приводе питательных насосов. Дополнительные сведе-
ния можно найти в работе [22].
Однако мы достаточно подробно остановились на приводе гидро-
муфтой питательных насосов, чтобы показать, что установка гидро-
муфты в приводе соответствующей машины дает не только эконо-
мию, но и повышает надежность и долговечность узлов, обеспечи-
вает удобство маневрирования, безопасность работы, простоту ав-
томатизации и управления, т. е. улучшает целый комплекс взаимо-
зависимых параметров не одной какой-либо машины, а всех ма-
шин, связанных общей работой в данной установке.
Ленточный конвейер. Широкое применение гидромуфты получи-
ли в приводе ленточных конвейеров, в частности в конвейере
КРУ-350 для транспортирования угля и породы. В конвейерах уста-
навливают как регулируемые гидромуфты, так и, особенно часто,
замкнутые (см. гл. V).
В установках без гидромуфты при пуске конвейера с большим
ускорением приводной барабан проскальзывает относительно лен-
ты. Это ведет к износу ленты, а иногда и к загоранию ее. Сильный
износ лент снижает технико-экономические показатели установки,
так как лента является наиболее дорогостоящим элементом кон-
вейера. Гидромуфта защищает ленту, ограничивая крутящий мо-
мент определенным пределом, обусловливающим ускорения, кото-
рые не вызывают скольжения ленты относительно барабана.
Регулируемые гидромуфты устанавливаются при эксплуатации
больших конвейеров с большими нагрузками. В качестве примера
может быть приведен самый большой в мире односкребковый
канатно-ленточный конвейер длиной 8400 м, о котором сообщается
в английском бюллетене [26]. Конвейер приводится от двух дви-
гателей мощностью 450 кВт каждый при частоте вращения пх =
= 870 об/мин через регулируемые гидромуфты SCR4. Гидромуф-
ты ограничивают крутящий момент требуемым значением в
течение всего критического периода разгона, который может
продолжаться несколько минут, а также обеспечивают перерас-
пределение поровну нагрузок между двумя двигателями.
80
Здесь приведено всего несколько примеров различного приме-
нения (а их в настоящее время более 500) только для того, чтобы
показать читателю, как могут быть использованы те или иные
свойства регулируемых гидромуфт в таких областях, где они
широко применяются (см. с. 14) или в совсем новой области.
Из обзора конструкций в гл. IV видно, что в мировой практике
увеличилось число типов конструкций гидромуфт, расположенных
на собственных внешних опорах, причем ведущий и ведомый валы
делаются автономными, а система управления принимается по
группе Г. Данное заключение охватывает все 100% мощных,
быстроходных гидромуфт, причем отмеченная тенденция начала
распространяться и на гидромуфты средней мощности.
ГЛАВА V
ПРОЕКТИРОВАНИЕ, ИЗГОТОВЛЕНИЕ
И ЭКСПЛУАТАЦИЯ ЗАМКНУТЫХ ГИДРОМУФТ
1. ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ И ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ
ДЛЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ЗАМКНУТЫХ ГИДРОМУФТ
Замкнутые гидромуфты, работающие с неизменным количест-
вом жидкости в рабочей и дополнительных полостях и простые по
конструкции, широко распространены в приводе различных
машин.
По принципу работы замкнутые гидромуфты можно разделить
на две основные группы: гидромуфты с постоянным заполнением
рабочей полости и гидромуфты с внутренним самоопоражнивани-
ем (рис. 40).
Гидромуфты первой группы, выполненные с прямыми радиаль-
ными лопатками и обычной проточной частью, работают с высоким
коэффициентом перегрузки и используются в приводе в качестве
эластичной силовой передачи. Такие гидромуфты могут быть одно-
или двухполостными. К гидромуфтам первой группы относятся
также замкнутые гидромуфты с отнесенной рабочей! полостью и
гидромуфты с наклонными лопатками рабочих колес. Такие ги-
дромуфты имеют низкий коэффициент перегрузки и используются
в качестве предохранительных и пусковых гидромуфт.
В гидромуфтах второй группы, выполненных с прямыми ради-
альными лопатками, предусмотрена возможность автоматического
удаления из рабочей полости избыточного количества жидкости при
перегрузках в дополнительный объем, что обеспечивает наряду с
высоким КПД (0,95—0,98) при номинальной нагрузке защиту
двигателя и рабочей машины. Гидромуфты, работающие по
принципу динамического самоопоражнивания рабочей полости,
имеют несимметричные рабочие колеса, дополнительный объем и
предкамеру, расположенные на стороне насосного колеса (пре-
дельные гидромуфты). Указанная классификация замкнутых гид-
ромуфт по принципу их работы и конструктивным особенностям,
определяющим назначение и область применения, позволяет
более точно выделить определенные типы замкнутых гидромуфт
из всего разнообразия существующих конструкций. Следует от-
метить, что предусмотренные ГОСТом 19587—74 терминология и
разделение замкнутых гидромуфт на ограничивающие, предохра-
нительные, пусковые и пускотормозные гидромуфты к настоящему
времени ввиду разнообразия конструкций не могут определять од-
82
00
См
Рис. 40. Классификация замкнутых гидромуфт
позначно назначение, область применения и конструктивные осо-
бенности гидромуфт определенного вида. Например, предохрани-
тельная гидромуфта может быть пусковой и пускотормозной гид-
ромуфтой, может иметь разные назначение и конструктивное ис-
полнение. Предохранительной гидромуфтой, защищающей привод-
ной электродвигатель от внезапных перегрузок, могут служить
гидромуфта с динамическим самоопоражнив.анием, имеющая до-
полнительный объем и предкамеру на стороне насосного колеса,
гидромуфта с наклонными лопатками, а также гидромуфта с от-
несенной рабочей полостью. Эти же гидромуфты могут применять-
ся в качестве пусковых или пускотормозных муфт.
Основными параметрами, входящими в техническое задание
в качестве исходных данных для проектирования замкнутых гид-
ромуфт, являются: 1) передаваемая мощность кВт; 2) частота
вращения ведущего вала гидромуфты coi, рад/с; 3) скольжение
гидромуфты на номинальном длительном режиме работы s, %.
Указанные параметры определяют геометрические размеры
гидромуфты. Часто эти параметры при составлении технического
задания выбирают исходя из оптимальных размеров и компоновки
гидромуфты в приводе. Помимо этого, техническими условиями
задаются род рабочей жидкости, а также следующие характери-
стики режимов и условий работы привода рабочей машины, необ-
ходимые при проектировании для выбора типа замкнутой гидро-
муфты, расчета ее тепловой напряженности и динамики системы
с гидромуфтой:
1) коэффициент перегрузки гидромуфты в статическом режиме
rs ___ ^max(CT) .
А1 ст м ’
-^ном
2) коэффициент перегрузки гидромуфты при динамическом
нагружении
ГГ ^тах(дин) .
3) минимально возможное время стопорения ведомого вала
гидромуфты /Торм, с;
4) частота перегрузок и стопорений ведомого вала гидромуфты
за смену;
5) величина приводимых маховых масс системы GZ)2BM;
6) требуемое время пуска и разгона маховых масс системы,
частота пусков привода;
7) температура окружающей среды Л°С.
Техническим заданием могут также оговариваться особенно-
сти конструктивного исполнения или установки гидромуфты: кон-
сольное, вертикальное или горизонтальное исполнение, установка
гидромуфты на собственных опорах, на валу электродвигателя
или приводимой машины, литая или сварная конструкция.
2. ВЫБОР ТИПА И РАСЧЕТ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ
ЗАМКНУТЫХ ГИДРОМУФТ
Исходя из назначения и условий работы, выбирают тип замк-
нутой гидромуфты, определяющий конструктивные особенности и
соотношение геометрических размеров рабочей полости.
Для защиты рабочей машины и двигателя от мгновенных
перегрузок при времени торможения системы до 0,1—0,2 с и для
улучшения пусковых характеристик привода при тяжелых усло-
виях пусков машин применяют гидромуфты, в которых при внут-
реннем самоопоражн'ивании .используется скоростной напор жид-
кости. В отличие от тяговых гидромуфт они обладают быстродей-
ствием при динамических нагрузках и более низким коэффициен-
том перегрузки. В таких гидромуфтах при перегрузках часть по-
тока жидкости, прижатого к направляющей стенке турбины, вслед-
ствие уменьшения частоты вращения ведомого вала направляется
с большой скоростью в предкамеру, расположенную в централь-
ной части насоса. В результате такого внутреннего опоражнива-
ния рост крутящего момента прекращается.
Предельные гидромуфты (рис. 41) работают с постоянной ча-
стотой вращения ведущего вала. При работе гидромуфты в преде-
лах скольжения от номинального до критического, соответствующе-
го моменту опоражнивания, заполнение рабочей полости постоян-
но и равно максимальному; при этом круг циркуляции охваты-
вает только периферийную часть рабочей полости (см. рис. 41, а).
При увеличении нагрузки скорость турбинного колеса падает, и
уменьшается напор, реализуемый турбиной. Так как режим рабо-
ты насосного колеса остается прежним, то за счет избытка напора,
создаваемого насосным колесом, увеличивается скорость цирку-
ляции жидкости в рабочей полости гидромуфты. С увеличением
скольжения круг циркуляции распространяется на области, близ-
кие к оси вращения гидромуфты, и, наконец, при определенном
критическом скольжении, соответствующем предельной перегруз-
ке, происходит слив части жидкости из рабочей полости в пред-
камеру (см. рис. 41,6). Гидромуфта с оставшимся в рабочей
полости количеством жадности должна работать по характеристи-
ке 2 (см. рис. 41, в). При прохождении всей области скольжений
от номинального до 100% получается характеристика 3 предо-
хранительной гидромуфты. Итак, внезапном возрастании
нагрузки выше предельной гидр о фта, автоматически снизив
частоту вращения ведомого вала, удерживает передаваемый мо-
мент на заданном пределе «и этим защищает двигатель, детали при-
вода и рабочей машины от перегрузок. При снятии нагрузки ча-
стота вращения турбинного колеса увеличивается, что вызывает
заполнение круга циркуляции жидкостью из предкамеры и допол-
нительного объема. Для облегчения пуска двигателей (асинхрон-
ных короткозамкнутых и двигателей внутреннего сгорания) в кон-
струкции гидромуфт предусматривают дополнительный объем,
который перед пуском при остановленном приводе принимает
85
часть общего заполнения. При разгоне двигателя масло, образу-
ющее кольцо во вращающемся дополнительном объеме, постепен-
но поступает через калиброванные отверстия в стейке насосного
колеса в рабочую полость, максимальное заполнение которой,
а следовательно, и максимальный передаваемый гидромуфтой мо-
мент, достигаются лишь после того, как двигатель стал работать
с максимальной частотой вращения.
0J8D
Скольжение
Рис. 41. Конструктивная схема пре-
дельной гидромуфты:
а—работа при номинальном скольжении
(4=0,97); б—работа при скольжении выше
критического (линиями и стрелками обоз-
начено формирование и течение потока в
полости при разных режимах работы гид-
ромуфты; размеры и радиусы, указанные
по отношению к активному диаметру муф-
ты 2>а, рекомендованы для выбора пара-
метров полости предельной гидромуфты),
1—колесо насоса; 2—колесо турбины; 3—
предкамера; 4—дополнительный объем; в—
характеристика гидромуфты при макси-
мальной заполнении рабочей полости (/),
частичном (2) и предельной гидромуф-
ты (3)
Активный диаметр предельной гидромуфты рассчитывается по
уравнению (39), причем коэффициент мощности принимается
А = 1,0. Увеличение коэффициента мощности вызывает снижение
номинального КПД и ухудшение защитных свойств гидромуфты.
Для удобства активный диаметр предельных гидромуфт оп-
ределяют по номограммам, исходя из мощности и частоты враще-
ния двигателя и задаваясь величиной скольжения s, % гидромуфты
(рис. 42). При этом величину £>а выбирают с учетом ряда предпоч-
тительных чисел и ГОСТ 8032—56. Номограмма на рис. 42, а рас-
считана из условия работы при скольжении $=5%, а номограмма
на рис. 42, б — при s—2%.
Остальные размеры рабочей полости, предкамеры и дополни-
тельного объема выбирают в зависимости от активного диаметра
по соотношениям, установленным на основе практики и эксперимен-
тальных исследований ряда гидромуфт во ВНИИМЕТМАШе и
ИГД им. А. А. Скочинского (см. рис. 42, а).
«V
Рис. 42. Номограммы для выбора
гидромуфт с динамическим само-
опоражниванием:
а—номограмма ИГД им. А. А. Скочин-
ского для определения активного диамет-
ра гидромуфт; б—номограмма фирмы
«Фойт» для определения размеров гидро-
муфт типов Т и Tv
Для расчета внешней статической характеристики предельной
гидромуфты по уравнению Эйлера необходимо знать геометрию
потока и зависимости скорости циркуляции от передаточного от-
ношения i. Исходным для расчета гидромуфты является уравне-
ние (30):
ст = |хСга1]/71-И(/п2-1),
(44)
где коэффициент суммарных потерь [3]; C—nD/30 —
87
постоянная гидромуфты; т — отношение радиусов по средней струй-
ке на входе и выходе из насосного колеса.
Как видно, зависимость cm=f(i) может быть определена только
экспериментально, так как коэффициент ц— переменная величина,
зависящая от передаточного отношения I. Зависимость
представленная на рис. 43 в относительных величинах, получена
Рис. 43. Зависимость меридиональной ско-
рости циркуляции потока ст, коэффициента
суммарных потерь ц и момента Mi от пере-
даточного отношения i гидромуфты
при исследовании проз-
рачных моделей гидро-
муфт методом скоростной
киносъемки потока. За-
висимость рас-
считана по уравнению
(44) с использованием
опытных значений ст, а
внешняя характеристика
получена осцил-
лографированием, прове-
денным одновременно с
киносъемкой потока.
Как видно, скорость
циркуляции рабочей жид-
кости при скольжении
s= 12%, являющемся кри-
тическим, достигает трех-
кратного значения номи-
нальной, а при 100%-ном
скольжении — семикрат-
ного. Приведенные зависимости соответствуют работе гидромуфт в
области автомодельных режимов и могут быть положены в основу
расчета внешних статических характеристик натурных предельных
гидромуфт, подобных исследованным моделям [4].
Наилучшей характеристикой предельной гидромуфты следует
считать такую, у которой при скольжении выше критического мо-
мент поддерживается постоянным и равным 7ИКр. Для получения
такой характеристики дополнительный объем .выбирают достаточно
большим, чтобы обеспечить приемлемый пусковой момент, не пре-
вышающий 7Икр. Однако в предельной гидромуфте при критическом
скольжении значительное количество жидкости мгновенно слива-
ется в дополнительный объем, при этом сильно опоражнивается
рабочая полость, что приводит к провалу кривой момента на участ-
ке характеристик при скольжениях 30—50%.
Это замедляет разгон приводимой машины, а в случае падения
момента ниже номинального значения не позволяет при номиналь-
ной нагрузке на рабочей машине произвести разгон до полной ско-
рости ведомого вала. Падение момента можно было бы исключить
уменьшением размеров дополнительного объема. Однако при этом
увеличивается пусковой момент до 3—4 Мном, что недопустимо для
предохранительных гидромуфт.
Устранить провал в характеристике гидромуфты можно установ-
88
кой порога на турбинном колесе или предкамеры на насосном
колесе, что замедляет процесс самоопоражнивания рабочей поло-
сти. В последнее время появились конструкции предельных гидро-
муфт с дополнительными элементами, создающими сопротивление
потоку.на пути в предкамеру после его перестройки -и «сглаживаю-
щими» характеристику гидромуфты. Влияние расположения оси
вращения гидромуфты на ее характеристику изложено в работе
[15].
В замкнутых гидромуфтах с отнесенной и симметричной рабочей
полостью, разработанных ИГД им. А. А. Скочинского и имеющих
хорошие защитные и пусковые свойства, отношение наименьшего
диаметра рабочей полости к активному диаметру выбирают в пре-
делах £>м/£>а = 0,634-0,67, диаметр порога £>п= (1,024-1,03)£>м.
Применение порога у таких гидромуфт обеспечивает требуемую
перегрузочную способность, но приводит к заметному увеличению
скольжения на расчетном режиме. Для однодвигательных систем
эти гидромуфты целесообразно использовать без порога при степе-
ни заполнения 80—85%, при этом гидромуфты при одинаковой пе-
регрузочной способности имеют скольжение на расчетном режиме
в 1,3 раза меньше, чем гидромуфты с порогом при оптимальном
заполнении.
При конструировании замкнутых гидромуфт с плоскими наклон-
ными лопатками выбирают в качестве оптимальных форму рабо-
чей полости в виде круга, угол наклона лопастей на насосном
колесе назад по ходу вращения — в пределах 45—60°, степень за-
полнения— 85% от общего объема внутренних полостей муфты.
3. КОНСТРУКЦИИ И ОСНОВНЫЕ типы
ЗАМКНУТЫХ ГИДРОМУФТ
Гидромуфты с внутренним самоопоражниванием. Гидромуфты с
дополнительным объемом на стороне турбины (тяговые). Развитие
нерегулируемых конструкций гидромуфт постоянного заполнения
началось с изготовления гидромуфт с внутренним самоопоражни-
ванием в дополнительный объем на стороне турбины. Конструкция
такой гидромуфты была предложена Синклером в 1926 г. для при-
менения в приводе автомобилей (рис. 44, а).
Насосное колесо 1 соединено через упругую муфту с валом
двигателя и с вращающимся кожухом 2. На стороне турбинного
колеса 3, жестко соединенного с ведомым валом, расположен до-
полнительный объем 5, сообщающийся с тором гидромуфты через
каналы 4. Рабочие колеса выполнены с прямыми радиальными ло-
патками.
Для возможности самоопоражнивания в гидромуфтах этого типа
используется разность статического напора между вращающейся
дополнительной камерой и рабочей полостью.
При .работе гидромуфты в диапазоне скольжения от номиналь-
ного и до критического, соответствующего предельной перегрузке,
круг циркуляции жидкости охватывает периферийную часть рабо-
89
чей полости; при этом масло в дополнительном объеме образует на
уровне каналов 4 тонкое кольцо, прижатое к периферии камеры.
При увеличении скольжения выше критического жидкость, от-
брасываемая к ободу турбинного колеса, постепенно поступает из
рабочей полости в дополнительный объем, который заполняется
полностью только при остановленном ведомом вале, когда давле-
ние на периферии турбинного колеса достигает максимума. Остав-
5)
Рис. 44. Тяговая гидромуфта Фойт-Синклер
(Англия) (а) и ее внешняя характеристика
(б):
/—насосное колесо; 2—вращающийся кожух; 3—
турбинное колесо; 4—каналы; 5—дополнительный
объем
шегося в рабочей полости количества жидкости недостаточно для
передачи большего момента при постепенном увеличении скольже-
ния. При плавном возрастании нагрузки гидромуфта со статическим
самоопоражниванием ограничивает передаваемый момент опреде-
ленной величиной (см. рис. 44, б).
При снятии нагрузки и разгоне ведомого вала рабочая полость
снова заполняется автоматически жидкостью, поступающей из до-
полнительного объема через каналы 4, и гидромуфта передает но-
минальную мощность при минимальном скольжении.
На рис. 45 показана тяговая гидромуфта типа FCU Вулкан —
Синклер с порогом, получившая широкое распространение на тран-
спорте и в разных отраслях промышленности. Рабочие колеса 1, 2
и кожух 3 гидромуфты изготовлены из сплава алюминия.
Гидромуфты этого типа выпускаются 17 типоразмеров, мощно-
стью от 0,11 до 485 кВт и предназначены для работы с электро-
двигателями с //=5004-1750 об/мин.
О защите двигателя от перегрузок тяговой гидромуфтой и об
экономии электроэнергии при пусках можно судить по графикам
изменения пусковых токов (рис. 46). В приводе с гидромуфтой
90
двигатель выходит на устойчивую ветвь своей характеристики
(точка Л) в течение 1 си далее (разгоняется при пониженных пуско-
вых токах до установившегося номинального режима (точка В).
При непосредственном соединении с машиной двигатель в течение
всего процесса разгона потребляет значительный пусковой ток.
Заштрихованная часть диаграммы соответствует экономии электро-
энергии при пуске электродвигателя с гидромуфтой.
Рис. 45. Тяговая гидромуфта типа Вулкан-Синклер (Ан-
глия) :
/—насосное колесо: 2—турбинное колесо; 3—кожух; 4—дополни-
тельный объем; 5—упругая диафрагма; 6—порог
В институте горного дела им. А. А. Скочинского разработана
гидромуфта Т-90 для установки на ленточных конвейерах (рис. 47).
Активный диаметр гидромуфты 500 мм; гидромуфта передает
мощность 90 кВт при = 1450 об/мин и КПД 95%. Дополнитель-
ная камера, расположенная за турбинным колесом, соединяется с
рабочей полостью каналами 4 и 6. Гидромуфта смонтирована в не-
подвижном корпусе. Лопатки 5 вентилятора, установленные на
внешней поверхности ротора турбины, засасывают через окна в кор-
пусе охлаждающий воздух, который омывает поверхность вращаю-
щегося ротора и выбрасывается на периферии муфты.
При статическом нагружении турбины гидромуфта имеет в сто-
повом режиме коэффициент перегрузки Ki ст = 1,64-2,0 при запол-
нении q= 174-25 л.
St’
Рис. 46. График изменения
пусковых токов:
/—при непосредственном сое-
динении двигателя с рабочей
машиной; 2—при соединении
, через гидромуфту
Рис. 47. Гидромуфта Т-90 (ИГД им. Скочинского) для привода
ленточных конвейеров:
/ и 2—насосное и турбинное колеса; 3—входной вал редуктора; 4 и 6—кана-
лы, соединяющие рабочую полость с дополнительным объемом; 5—лопатки
вентилятора
92
Для привода крупных центрифуг угольной промышленности в
ИГД им. А. А. Скочинского разработана конструкция тяговой гид-
ромуфты ГМ-700 мощностью 160 кВт при «1 = 950 об/мин (рис. 48).
Активный диаметр гидромуфты 700 мм. Гидромуфта выполнена на
собственных опорах и имеет сварной из листовой стали ротор, ох-
лаждающая поверхность которого увеличена ребрами.
-1160
Рис. 48. Гидромуфта ГМ-700:
/—ведущий вал; 2—насосное колесо: 3—ребра охлаждения; 4—турбинное ко-
лесо; 5—тепловой предохранитель; 6—порог; 7—ведомый вал
На рис. 49 показана конструкция одноопорной замкнутой гидро-
муфты МГ1-360, созданной ВНИИМЕТМАШем для привода мота-
лок проволочно-волочильных станов. Гидромуфта (Z)a=360 мм;
мощность 10 кВт; ni = 970 об/мин) соединена с приводным электро-
двигателем АО2-61-6 посредством упругой диафрагмы (см. рис.
44,6). Тяговые гидромуфты при статическом нагружении ведомого
вала (см. рис. 44,6) ограничивают передаваемый момент и при
пусках системы обеспечивают плавный разгон и ускорение рабочей
машины под нагрузкой или вхолостую, а в период пуска защищают
двигатель от перегрузок.
В приводах более жестких, систем, где при внезапном возраста-
нии нагрузки требуется срабатывание за время менее 0,5 с, исполь-
зуются предельные гидромуфты с динамическим самоопоражнива-
нием в дополнительный объем.
93
Гидромуфты с динамическим самоопрражни&анием (предель-
ные) при большом разнообразии модификаций можно объединить
одной принципиальной конструктивной схемой: все гидромуфты
имеют на стороне насосного, колеса дополнительный объем, воспри-,
нимающий часть жидкости из рабочей полости при перегрузках или
остановленном приводе. В некоторых конструкциях гидромуфт в
дополнительном объеме предусмотрена предкамера для уменьше-
1—упругая диафрагма; 2—насосное колесо; 3—турбинное колесо; 4—кожух; 5—шкив
ния или устранения провала в характеристике гидромуфты. Прак-
тика ВНИИМЕТМАШа показала, что по условиям теплонапряжен-
ности предельные гидромуфты мощностью до 400—500 кВт можно
создавать замкнутыми; это значительно упрощает установку и сни-
жает ее стоимость.
Первый промышленный образец предельной гидромуфты мощ-
ностью 400 кВт при частоте вращения ведущего вала 1480 об/мин
был создан во ВНИИМЕТМАШе для привода крупных конусных
дробилок Уралмашзавода (рис. 50). Насосное колесо 1 жестко
связано с ведущим валом 2, который находится на собственной
опоре и соединен с электродвигателем посредством зубчатой муфты.
Турбинное колесо 3 сидит на. ведомом валу 4, который центрируется
в ведущей части двумя шарикоподшипниками и расположен также
на собственной опоре. Рабочие колеса, кожух 5 и корпус 6 допол-
нительного объема выполнены из алюминиевого сплава АЛ4. Подоб-
94.
1140
6в0
1 3 5
Рис. 50. Промышленный образец предельной гидромуфты П\4П-700 (конструкции ВНИИМЕТМАШа;
N = 400 кВт; /г± = 1480 об/мин):
/—насосное колесо; 2—ведущий вал; 3—турбинное колесо; 4—ведомый вал; 5—кожух; 6—корпус дополнительного объ-
ема; 7—предохранитель; 8—конечный выключатель
ная конструкция ротора гидромуфты из легкого алюминиевого
сплава не только улучшает теплоотвод, но и за счет уменьшенного
махового момента ведущей части гидромуфты облегчает пуск при-
водного электродвигателя.
Рис. 51. Гидромуфта
ГМП-450 (конструкции
ВНИИМЕТМАШа) для при-
вода барабана проволочно-
волочильного стана 5/500:-
I—насосное колесо; 2—кожух;
3—турбинное колесо; 4—ребра;
5—ведомый вал; 6—шкив; 7—ка-
мера
На рис. 51 показана гидромуфта конструкции ВНИИМЕТМАШа
для привода барабанов проволочно-волочильных станов [18]. Гидро-
муфта ГМП-450 с активным диаметром рабочих колес 450 мм, рас-
считанная на передачу мощности 40 кВт при частоте вращения на-
сосного колеса 1460 об/мин и скольжении 2—2,5%, устанавливав
ется консольно на вал коробки скоростей стана и передает мощ-
ность от асинхронного электродвигателя, соединенного текстропной
передачей со шкивом ведущей части гидромуфты. Насосное колесо
1 гидромуфты жестко связано с вращающимся кожухом 2 и шки-
вом 6 текстропной передачи, приводимым от электродвигателя.
Турбинное колесо 3 с ведомым валом 5 консольно крепится на
валу коробки скоростей стана.
Широкое распространение получили замкнутые гидромуфты,
серийно выпускаемые отечественными заводами угольного машино-
строения. В табл. 3 приведена техническая характеристика гидро-
муфт производства Харьковского машиностроительного завода
«Свет шахтера» и завода им. А. Пархоменко.
В зарубежной практике широко распространены предельные
гидромуфты фирмы «Фойт», выполняемые с несимметричными ко-
96
лесами, предкамерой и дополнительным объемом на стороне насос-
ного колеса. Гидромуфты фирмы «Фойт» рассчитаны на передачу
мощностей от 0,2 до 1490 кВт. Гидромуфты типа TV выпускаются
семнадцати типоразмеров. Гидромуфты типа Вулкан — Синклер с
динамическим опоражниванием выпускает фирма «Флюйдрайв
Инжинеринг» (Англия).
Таблица 3
Технические характеристики замкнутых гидромуфт заводов СССР
Гидромуф- та Мощность. кВт Номиналь- ный момент, Н-м Отношение ^нуск ^ном Частота ’вращения входного вала, об/мин Объем заполнения гидромуф- ты, л Передаточ- ное отно- шение 1 Активный диаметр Dn мм а’
Гидромуфты завода «Свет шахтера»
ТП345А 22 145 2,0 1500 5,3 0,962 345
30 197 2,0 1500 6,0 0,961 345
32 212 2,0 1500 6,0 0,96 345
ТЛ32/395А 32 212 2,0 1 I 1500 7,5 0,97 395
45 297 2,0 1 1500 8,5 0,968 395
ТЛ32/395Е 45 297 2,0 1500 8,5 0,968 395
55 364 2,0 1500 9,0 0,966 395
Гидромуфты завода им. А. Пархоменко
ТМ-22 22 — — 1475 9,5 0,95 365
ТП-400А 32—45 — 2,2-2,3 1480 6,5—7,5 0,96 400
ГПВ-360 22—32 — 2,1 1480 6,5—7,0 0,96 360
ГПВ-400 45—55 — 2,2-2,5 1480 6,5—8,9 0,95 400
ГПП-400 45—55 — 1480 8,0—9,0 0,93—0,95 400
ГПВ-500 125 — 1480 12—16 0,93—0,95 500
ГПВ-500Х2 250 — 1480 25—30 0,93—0,95 500
Успешно развивается производство и исследование замкнутых
гидромуфт в ГДР, Венгрии, Польше и Чехословакии.
Народным предприятием «Штрёмунгсмашинен» (ГДР) разрабо-
таны и серийно выпускаются гидромуфты с динамическим самоопо-
ражниванием типов КИМ-U и KSA. Гидромуфты типа КИМ-U
выпускаются шести типоразмеров на мощности от 2,5 до 370 кВт
при частотах вращения приводного двигателя 735, 985 и 1470
об/мин.
Гидромуфты с постоянным заполнением рабочей полости.
Гидромуфты с постоянным заполнением рабочей полости и радиаль-
ными лопатками колес широко распространены в приводе локомоти-
вов, автомобилей, экскаваторов, транспортеров, судовых установок
и других машин. Их устанавливают в привод для повышения плав-
ности работы, устранения крутильных колебаний, ударных момен-
тов или для выравнивания нагрузки между несколькими двигате-
лями.
97
Гидромуфту, работающую с постоянным заполнением круга
циркуляции, рассчитывают на номинальное скольжение не более
4-5%. В зоне малых скольжений гидромуфты коэффициент мо-
мента должен быть большим, а ее характеристика должна быть
«жесткой» для повышения энергоемкости муфты. Максимальный
момент гидромуфты с постоянным заполнением в 8—20 раз боль-
ше, чем при номинальном скольжении. Гидромуфты с постоянным
заполнением рабочей полости обычно выполняют с плоскими ради-
альными лопатками.
Рис. 52. Характеристика работы гидромуфт Твин-Диск (США) с
двигателем внутреннего сгорания (а) и с асинхронным электро-
двигателем (б):
Мдв—момбит двигателя; цифры у кривых — скольжение s, %
За рубежом широко распространены гидромуфты постоянного
заполнения фирмы «Твин-Диск» (США), на которые разработан
типаж, содержащий десять моделей гидромуфт для двигателей
мощностью 0,55—625 кВт.
На рис. 52, а и б показаны нагрузочные характеристики гидро-
муфт Твин-Диск при различных скольжениях, построенные для
относительных значений частоты вращения входного вала и пере-
даваемого момента. Здесь же нанесены моментные характеристики
Л4дВ двигателя внутреннего сгорания (см. рис. 52, а) и асинхронного
короткозамкнутого электродвигателя (см. рис. 52,6). Гидромуфты
имеют сравнительно низкие коэффициенты перегрузки (ЛГ/Ст0 95 =
=4,6 и Kiev =5,5), что позволяет использовать их в качестве
пусковых и защитных при сравнительно медленных статических
перегрузках. При 100%-ном скольжении гидромуфты асинхронный
электродвигатель перегружается, а двигатель внутреннего сгорания
продолжает работать. В связи с этим такие гидромуфты можно
использовать в качестве ограничивающих в полной мере лишь для
двигателей внутреннего сгорания. Гидромуфты разделяются на ма-
лые и большие модели по пять типоразмеров каждого вида и отли-
чаются конструкцией и технологией изготовления. Малые гидро-
муфты имеют литые алюминиевые колеса со штампованными
стальными лопатками; большие гидромуфты выполнены со штам-
пованными колесами из листовой стали, которые стягиваются бол-
тами.
98
Гидромуфты с постоянным заполнением рабочей полости и на-
клонными лопатками колес применяются в некоторых отраслях про-
мышленности в качестве защитных и пускотормозных. Установка
лопаток, наклоненных под углом 45—60° к плоскости вращения на
турбине вперед, а на насосе — назад, является одним из способов
снижения коэффициента перегрузки. Нетрудно представить, что при
такой профилировке проекции абсолютных скоростей потока на
окружные скорости на насосе меньше, а на турбине больше, чем при
радиальных лопатках гидромуфт постоянного заполнения. В случае
торможения ведомого вала гидромуфты величина этих проекций с
уменьшением окружной скорости турбины и возрастанием мериди-
ональной скорости уменьшается на выходе из турбины менее замет-
но, а на выходе из насоса — более заметно, чем при радиальных
лопатках, что и приводит к снижению коэффициента перегрузки
с возрастанием скольжения гидромуфты. Снижение коэффициента
перегрузки обусловлено также изменением расхода, который при
малых значениях i в гидромуфте с наклонными лопатками меньше,
чем в гидромуфте с радиальными лопатками. В связи с этим гид-
ромуфта с наклонными лопатками имеет менее жесткую внешнюю
моментную характеристику, особенно в области больших скольже-
ний.
На рис. 53 показана созданная во ВНИИГидромаше гидромуфта
с наклонными лопатками (Z)a = 335 мм), предназначенная для ра-
боты с короткозамкнутым асинхронным электродвигателем мощ-
ностью 14 или 20 кВт при 1470 об/мин. Гидромуфта устанавлива-
ется на вал двигателя или рабочей машины. В первом случае на-
сосным колесом будет колесо 2, а турбинным — колесо 1. Для пе-
редачи вращения служат шкив 5 или вал 6. Направление вращения
показано стрелкой. Во втором случае насосным колесом будет коле-
со 1, а направление вращения — обратное указанному.
На рис. 54 показаны безразмерные характеристики гидромуфты
с наклонными лопатками (угол наклона 0 = 60°) при различных
заполнениях рабочей полости. Гидромуфты с наклонными лопатка-
ми имеют приемлемые характеристики и могут применяться в каче-
стве защитных и пусковых муфт при статическом нагружении ве-
домого вала. Однако, KaiK показали-исследования, гидромуфты с на-
клонными лопатками характеризуются по сравнению с предохрани-
тельными гидромуфтами с прямыми радиальными лопатками худ-
шими пусковыми свойствами и не обеспечивают защиту электродви-
гателя от мгновенных перегрузок [3]. Описанные выше однополост-
ные гидромуфты с наклонными лопатками являются нереверсив-
ными^ В качестве реверсивных могут быть рекомендованы двухпо-
лостные гидромуфты с последовательно сдвоенными и противопо-
ложно наклоненными лопастными системами. Естественно, что за-
щитные и пусковые свойства таких муфт, имеющих удвоенные ма-
ховые массы роторов насоса и турбины, еще более снижаются.
В приводе машин, работающих в тяжелых динамических режимах,
более перспективными являются предохранительные гидромуфты
с прямыми радиальными лопатками, работающие с динамическим
99
сдмоопоражниванием рабочей полости. Однако при мощности, пре-
вышающей 500 кВт, необходимо с целью искусственного охлажде-
ния рабочей жидкости в гидромуфте вводить систему внешней
циркуляции масла. При этом ввиду необходимости точной дозиров-
ки рабочей жидкости в предохранительной гидромуфте, работаю-
/ ДЙ 2 ще** с внУтРенним самоопоражни-
ванием полости, в роторе должны
устанавливаться специальные
клапаны. Это удорожает конст-
рукцию и часто нарушает внеш-
нюю характеристику гидромуф-
ты, снижая надежность привода.
Рис. 54. Ьезразмерные характеристики
гидромуфты с наклонными лопатками
при различных заполнениях полости
(угол наклона лопаток 60°)
Рис. 53. Гидромуфта с наклонными
лопатками (конструкции ВНИИги-
дромаша):
2—рабочие колеса; 3—лопатки вен-
тилятора; 4— манжетные уплотнения;
5—шкив; 6—вал
Подобные предохранительные гидромуфтг с внешней циркуля-
цией жидкости и системой клапанов не получили распростране-
ния. Иногда целесообразно применять гидромуфты с наклонными
лопатками, которые работают почти при полном заполнении поло-
сти, не нуждаются в точной дозировке жидкости и поэтому могут
иметь простую систему охлаждения с внешней циркуляцией.
Гидромуфты с отнесенной рабочей полостью и симметричными
колесами были разработаны в 1967 г. в ИГД им. А. А. Скочинского
и нашли применение в качестве предохранительных и пусковых
муфт. Рабочая полость такой гидромуфты удалена от оси вращения,
я отношение активного диаметра к наименьшему диаметру рабочей
полости £>а/Г>м>1,5 (обычно 2—3). Ширина меридионального се-
чения рабочей полости превышает ее радиальный размер. Гидро-
муфта заполняется почти полностью и очень чувствительна к сте-
пени заполнения.
100
4. ТЕПЛОВАЯ НАПРЯЖЕННОСТЬ И РАСЧЕТ ТЕПЛОВОГО РЕЖИМА
ЗАМКНУТЫХ ГИДРОМУФТ
При проектировании гидромуфт, помимо расчета динамики и
внешних характеристик привода, проводят расчет тепловых харак-
теристик.
Тепловой режим имеет особое значение для гидромуфт, работа-
ющих в горячих цехах металлургических заводов, при повышенном
скольжении (например, в приводе моталок), при повторно-кратко-
временном режиме, в режиме частых пусков и перегрузок, а также
в условиях тяжелых запусков системы и торможениях машин про-
тивовключением двигателя (пускотормозные гидромуфты).
При длительной равномерной номинальной нагрузке гидромуфта
работает постоянно со скольжением 3%, и ее тепловая напряжен-
ность 0 = /(/) остается неизменной. Задача определения темпера-
турного режима в этом случае упрощается.
Если Qtii — потери в гидромуфте, то тепло, выделяющееся в ней
в элемент времени dt, во-первых, отдается во внешнюю среду по-
верхностью гидромуфты F и, во-вторых, идет на повышение темпе-
ратуры 0 рабочей жидкости и деталей гидромуфты на dQ.
Момент теплового равновесия .описывается дифференциальным
уравнением
Q,^dt=FkOdt+qcpde + Gcod6, (45)
где и cG — удельная теплоемкость соответственно рабочей жид-
кости и деталей ротора, ккал/ (кг -° С); k — коэффициент тепло-
передачи от рабочей жидкости в окружающую среду через стенки
ротора, кДж/(м2-с-° С).
Обозначим
qcp+Gca Qm р .
Fk ’ Fk
тогда уравнение нагрева гидромуфты при постоянной нагрузке
будет иметь вид
_ — _2_
е=М1-е гЖое т, (46)
где 9оо — установившаяся температура масла в гидромуфте; 0» —
первоначальная температура масла; Т — скорость нагрева гидро-
муфты до установившейся температуры при номинальной нагрузке
при условии отсутствия теплоотдачи в окружающую среду, которая
является постоянной времени нагрева.
Для процесса охлаждения QTn=0, и, следовательно, левая часть
уравнения (45) также равна нулю. Решая правую часть уравне-
ния (45), получим
__ t
0=еое т. (47)
101
Вывод формул (46) и (47) сделан в предположении, что k и
постоянны, хотя в действительности они изменяются с изменением
температуры и частоты вращения гидромуфты.
Если не учитывать этого, то повышение или понижение темпе-
ратуры гидромуфты при постоянной нагрузке будет протекать по
экспоненте.
Из уравнения (46) следует, что при наличии теплоотдачи темпе-
ратура гидромуфты за время 7 поднимается лишь до значения 0 =
= 0,632 0оо +0,368 0О и, спустя время (3-ь4) Т с момента включения
привода, достигает установившегося значения. Величина тепловой
постоянной Т зависит от конструкции, материала ротора, мощности
и размеров муфты и возрастает с увеличением последних. Опыт по-
казывает, что при испытании предельных гидромуфт мощностью
300—400 кВт, ротор которых выполнен из алюминия, температура
устанавливается при номинальном режиме спустя 0,5—1 ч после
включения. В гидромуфтах со стальным ротором, имеющим значи-
тельно меньшую теплоотдачу, величина Т получается более высо-
кой.
В приводах кранов, вспомогательных механизмов металлурги-
ческих цехов (транспортных рольгангов, ножниц, кантователей и
т. д.) возникает необходимость в большой частоте включений при-
вода. Возникающие при этом пусковые и тормозные потери вызы-
вают интенсивный нагрев масла в гидромуфте и этим ограничивают
допустимую частоту включений. Температура рабочей жидкости
при этом режиме колеблется около некоторого среднего значения.
Кривая нагрева имеет зубчатую форму.
В качестве примера тяжелых условий пуска может служить гид-
ропривод крупных конусных дробилок и конвейеров. Продолжитель-
ность запуска дробилок под завалом составляет 10—15 с. Гидро-
муфта позволяет двигателю при малой нагрузке за 3—4 с набрать
полные обороты и развернуться до опрокидывающего момента,
после чего двигатель начинает увлекать вал дробилки. В период
разгона в течение 5 с, когда вал дробилки еще стоит, мощность
двигателя полностью идет на нагрев гидромуфты. Кроме того,,
бывают случаи несостоявшегося пуска дробилок под завалом, когда
момента, развиваемого двигателем, недостаточно для преодоления
завала. При этом гидромуфта, работая при 100%-ном скольжении^
быстро нагревается до предельной температуры.
Допустимая температура, на которую рассчитывается тепловая
защита, определяется условиями эксплуатации гидромуфты. Так, в
гидромуфтах, предназначенных для угольной промышленности, тем-
пература масла не должна превышать 70°С; в приводе транспорт-
ных машин, строительных механизмов эта величина несколько
выше.
При применении специальных рабочих жидкостей значение мак-
симальной температуры может быть значительно повышено; так, в
зарубежной практике при использовании специальных рабочих
жидкостей тепловая защита рассчитывается на температуру 140—
160°С.
102
5. ДИНАМИКА ПРИВОДА С ЗАМКНУТЫМИ ГИДРОМУФТАМИ
ПРИ ЭКСПЛУАТАЦИИ КРУПНЫХ МАШИН
Одним из основных назначений замкнутых гидромуфт является
защита машины и привода от перегрузок, улучшение пусковых
свойств системы. При плавном нагружении гидромуфта ограничива-
ет передаваемый момент определенной величиной, и ее внешняя
характеристика близка к статической характеристике, снятой при
установившемся режиме работы привода.
Перегрузочная способность гидромуфт в установившемся ре-
жиме оценивается коэффициентом перегрузки Кг ст, определяющим
защитные и пусковые свойства гидромуфт:
Л4
гл тах(ст)
Л ; гт —-----,
1 Мном
где Л4таХ(Ст) — максимальный момент, передаваемый гидромуфтой
при установившемся режиме и определенном передаточном отноше-
нии /, Н-м; ТИном — номинальный (расчетный) момент, передавае-
мый гидромуфтой (при г = 0,97), Н-м.
Коэффициент перегрузки гидромуфты определяется перегрузоч-
ной способностью двигателя и требованиями эксплуатации рабочей
машины.
При создании гидромуфт с низким коэффициентом перегрузки
(пусковых и предохранительных) особое значение имеют их дина-
мические характеристики, определяющие работу привода в пере-
ходных процессах пусков, торможений и переменной нагрузки.
В ряде машин вообще нет установившегося движения, а вся работа
протекает при непрерывном переходном процессе (приводы мота-
лок, дробилок, драг, экскаваторов).
Коэффициент перегрузки при динамическом нагружении отли-
чается от перегрузочной способности при установившемся режиме
работы:
гл ^тах(дин)
где 7ИтаХ(ДИн) — максимальный крутящий момент, передаваемый
гидромуфтой в переходном процессе при передаточном отношении
Л Н-м.
Очевидно, что в режиме торможения ведомого вала Кг дин>Д?г ст-
Величина /С[г-дин определяет динамические усилия в системе при-
вода при запусках, торможениях и длительных переменных нагруз-
ках.
Динамический момент, передаваемый насосным и турбинным
колесами гидромуфты, определяется уравнениями
Af1 = PQ1(r2C„ -г1Си11) + (/01-Л,) (48)
21 11 ot at
м2 = pQ2 (г2г - Г1с ) + J02 + J2 , (49)
1а ot ot
103
где гх и r2 — радиусы по средней струйке потока на входе и выходе
насосного колеса; J\ и J2 — моменты инерции деталей насоса и тур-
бины; J02 — момент инерции объема жидкости в турбинном колесе;
Ли и )ц — моменты инерции соответственно объема жидкости в на-
сосном колесе до слива в предкамеру и сброшенной в предкамеру;
t — время переходного процесса.
Из уравнений (48) и (49) следует, что максимальный динами-
Рис. 55. Характеристики гидромуфты с динамическим самоопоражииванием:
а—влияние времени торможения ведомого вала на характеристику гидромуфты [/—стати-
ческая характеристика; 2—6—тормозные динамические характеристики при различном вре-
мени торможения ведомого вала (2—3,16 с; 5—0,6 с; 4—0,44 с; 5—0,4 с; 5—0,34 с)]; б—изме-
нив параметров при резком торможении системы с гидромуфтой
ского момента, передаваемого турбиной, и инерционного момента
от действия маховых масс турбины с заключенной в ней жидко-
стью.
Рассмотрим динамические характеристики предельных гидро-
муфт, работающих с динамическим самоопоражииванием рабочей
полости в предкамеру, расположенную на стороне насосного колеса.
При резком торможении ведомого вала предельной гидромуфты
площадь живого сечения потока и расход на насосе уменьшаются.
С возникновением перегрузки насосное колесо мгновенно переходит
на работу с частичным заполнением своей полости; турбинное же
продолжает в течение 0,1—0,2 с работать с постоянным заполне-
нием своей полости, передавая больший гидравлический момент,
так как объем жидкости, находящейся на насосном колесе до пере-
грузки, проходит по каналам турбинного колеса, что увеличивает
динамический момент, передаваемый турбиной. Ведомый вал гид-
ромуфты тормозится до полной остановки, что приводит к допол-
нительному увеличению крутящего момента за счет реализации
энергии маховых масс ведомых частей системы. Инерционная со-
ставляющая на ведущем валу от действия вращающихся масс
ничтожно мала, так как насосное колесо в момент торможения
104
снижает скорость не более чем на 10%. При плавном возрастании
нагрузки гидромуфта имеет низкий коэффициент перегрузки (рис.
55, а, кривая /). В условиях испытаний гидромуфты (заполнение
гидромуфты 74%) при торможении ведомого вала за время 0,34 с
коэффициент перегрузки предельной гидромуфты составляет 4,2, а
ее динамический коэффициент — 1,7.
Исследование динамических характеристик, одновременно сня-
тых на ведущем и ведомом' валах гидромуфты, показывает (рис.
55, 6}, что динамическая надбавка к крутящему моменту возника-
ет только на ведомом валу, действует в течение 0,2 с и не передает-
ся на вал электродвигателя. При резких торможениях гидромуфта
полностью защищает приводной электродвигатель от перегрузок
и опрокидывания и исключает влияние маховых масс его ротора на
величину усилий в системе. Это весьма ценное защитное свойство
предельной гидромуфты особенно важно для привода крупных ма-
шин (дробилок, экскаваторов, драг, транспортеров, центрифуг), где
с целью увеличения мощности и перегрузочной способности привода
необходимо применять двигатели с увеличенным диаметром ротора
и большим моментом инерции. При резких перегрузках, вызываю-
щих стопорение турбины, предельная гидромуфта, работая в режи-
ме 100%-ного скольжения, ограничивает передаваемый момент
вполне определенной величиной с коэффициентом перегрузки 2,5—
2,7. При этом электродвигатель продолжает работать на устойчи-
вой ветв1И своей характеристики, потребляя ток /ст, равный 2,5-
кратной величине номинального тока.
Во ВНИИМЕТМАШе проводились исследования пусковых ди-
намических характеристик предельных гидромуфт при пусках си-
стемы, для которой отношение маховых моментов ведомой и веду-
щей частей изменялось от 12 до 90, что соответствует тяжелым ус-
ловиям пуска крупных машин. Установлено, что в таких условиях
гидромуфта облегчает пуск двигателя, защищает его от перегру-
зок и обеспечивает плавный разгон и ускорение рабочей машины
[3]. Гидромуфта позволяет осуществить кратковременный разгон
короткозамкнутого электродвигателя и выход его на устойчивую
часть характеристики, прежде чем он будет нагружен максималь-
ным моментом. Для разгона системы используется полный перегру-
зочный момент электродвигателя. С применением гидромуфты ста-
новится возможным также пуск машины под нагрузкой или разгон
больших масс вхолостую короткозамкнутым двигателем в условиях
пониженного напряжения сети, что важно для эксплуатации круп-
ных машин.
Наибольшую опасность для приводного двигателя и деталей ма-
шины представляют несостоявшиеся пуски, когда пущенный в ход
двигатель, не разогнав нагруженную машину, резко тормозится с
последующим опрокидыванием, что может привести к разрушению
деталей машины.
На рис. 56, а и б приведены осциллограммы изменения крутящих
моментов при несостоявшихся пусках крупной конусной дробилки
1500 с приводом через текстропную передачу. Кривая изменения
105
крутящего момента на приводном валу имеет ярко выраженный ха-
рактер затухающих колебаний, причем максимальное значение пи-
ковых моментов достигает семикратного значения поминального.
Снижение динамических нагрузок, возникающих в линиях пе-
редач тяжелых машин во время переходных процессов, является
в)
Рис. 56. Осциллограммы изменения крутящих моментов при неудавшихся
пусках крупной конусной дробилки 1500:
а—при пуске одним электродвигателем; б—при пуске двумя электродвигателями с
приводом через текстропную передачу; в—при пуске короткозамкнутым электродви-
гателем с предельной гидромуфтой; 1—момент вала привода № 1 (Л4Т); 2—момент
вала привода № 2 (Мт2)
весьма важным при решении вопросов, связанных с динамикои
этих машин.
На рис. 56,в приведена осциллограмма изменения крутящих мо-
ментов при несостоявшемся пуске той же дробилки с приводом1
от короткозамкнутого электродвигателя через предельную гидро-
муфту. Как видно, в приводе с гидромуфтой при пусках двигателя;
колебательные процессы не наблюдаются, и, кроме того, сущест-
106
венно снижаются динамические нагрузки на привод при одновре-
менном увеличении моментов запуска, приложенных к ротору дро-
билки. Применение гидромуфты позволяет передавать через зубча-
тое зацепление значительно большие крутящие моменты, которые
могут быть достаточными для пуска дробилки «под завалом».
525
Ц50
575
500
225
150
75
О
*)
Рис. 57. Осциллограммы изменения параметров привода при пуске
и работе шлеппера:
а—с электромеханическим приводом; б—с приводом через гидромуфту пос-
тоянного заполнения; /—частота вращения приводного электродвигателя; 2—
частота вращения ведомого вала гидромуфты; <3—крутящий момент на вход-
ном валу редуктора; 4—ток статора электродвигателя
На рис. 57, а и б приведены осциллограммы изменения парамет-
ров привода при пуске -и работе шлеппера листового -стана 1450
горячей прокатки в процессе перемещения слябов общей массой
16 т при электромеханическом приводе и при установке в привод
гидромуфты с прямыми радиальными лопатками, не имеющей до-
полнительного объема. Замеры силовых параметров про водились на
входном валу редуктора шлеппера. Как видно, в случае электро-
механического привода нагрузки, действующие на элементы транс-
миссии, на протяжении всего .периода включения носят периодиче-
ский характер с большими амплитудами колебаний момента, кото-
107
рые в начальный период работы превышают средние значения мо-
мента в 1,5 раза, и при дальнейшей работе составляют 65% от сред-
них значений при частоте колебаний 10 Гц. При запуске и разгоне-
электродвигателя под нагрузкой частота его вращения увеличива-
ется ступенчато по мере вывода пусковых сопротивлений. При этом,
наблюдаются значительные колебания тока электродвигателя, со-
ответствующие колебаниям нагрузки механической упругой си-
стемы.
В случае привода с гидромуфтой амплитуда колебаний дина-
мических нагрузок снижается более чем в 1,5 раза, при этом улуч-
шаются условия работы приводного электродвигателя, который при
пуске, под нагрузкой плавно разгоняется до максимальной частоты
вращения.
6. ИЗГОТОВЛЕНИЕ ЗАМКНУТЫХ ГИДРОМУФТ
Выбор технологии изготовления замкнутых гидромуфт произво-
дится в соответствии с их конструкцией, определяемой назначением
и условиями эксплуатации гидромуфт, материалами рабочих колес
и основных узлов, объемом и условиями производства. Рабочие-
колеса и вращающийся кожух гидромуфт могут быть изготовлены
литыми из сплава алюминия, стали или чугуна, штампованно-свар-
ными, точено-сварными и комбинированными.
Гидромуфты с литыми рабочими колесами и кожухом из сплава
алюминия. Алюминиевое литье нашло наиболее широкое примене-
ние для изготовления замкнутых гидромуфт отечественных и зару-
бежных конструкций. Алюминиевое литье позволяет получить хоро-
шую чистоту поверхности рабочей полости, малый вес и высокий
коэффициент теплопередачи. При .изготовле1Н1ИИрабочих колес наи-
более часто применяют отливку в земляные формы, в кокиль, литье-
под давлением, реже — литье по выплавляемым моделям. При
изготовлении рабочих колес с плоскими радиальными лопатками
используют единый стержень, поскольку после формовки каждая
лопатка может извлекаться отдельно.
При любом способе производства каждое колесо и каждый ко-
жух подвергают статической балансировке, а в сборе рабочих колес
с кожухом — динамической. Статическая балансировка производит-
ся на параллельных ножах или дисках. Допустимый дисбаланс
должен составлять от 1 до 5 Н-м в зависимости от веса и размеров
балансируемых колес. Динамическая балансировка выполняется на
специальных станках, при этом допустимый дисбаланс 0,5—2 Н-м,.
в зависимости от веса и осевых размеров ротора.
Герметичность гидромуфты проверяется в сборе ротора опрес-
совкой рабочей жидкостью при давлении 20—30 Н/см2. Кроме-
обычной опрессовки, герметичность гидромуфты должна проверять-
ся при максимальной частоте вращения и максимальном заполне-
нии ее полости рабочей жидкостью, разогретой при повышенном
скольжении до 70—90°С. Поверхность гидромуфты перед пуском'
необходимо протереть насухо и положить под ее ротором лист белой
бумаги для определения возможных мест течи гидромуфты.
.108
После изготовления гидромуфта должна пройти .наладку и испы-
тания на 'стенде по определенной программе и методике. При серий-
ном изготовлении гидромуфт должны проводиться их испытания
для проверки соответствия требованиям стандартов и технических
условий на изготовление в соответствии с ГОСТ 17069—71. В со-
ответствии с ГОСТ 16504—70 различают испытания государствен-
ные, межведомственные, типовые, периодические и приемно-сдаточ-
ные. После стендовых, а также опытно-промышленных испытаний
перед сдачей гидромуфты в опытную или промышленную эксплуа-
тацию необходимо произвести разборку и ревизию гидромуфты.
Нужно обязательно сменить масло, отработанное при испытаниях
гидромуфты.
Гидромуфты со штампованно-сварными деталями получили
наибольшее распространение за рубежом. Это объясняется меньшей
металлоемкостью и трудоемкостью, а также массовостью производ-
ства, так как для штамповки нужна специальная, дорогостоящая
оснастка. Торы рабочих колес получают глубокой вытяжкой, затем
к ним крепят лопатки с помощью сварки (в том числе точечной),
твердой пайки, а также с помощью отгибаемых язычков, выполнен-
ных на лопатках. Тор и лопатки обычно изготовляют из малоугле-
родистой стал'и, например стали СтЗ. Лопатки при сварке устанав-
ливают с помощью хвостовиков в пазах тора или по кондуктору.
В последнем случае при установке лопаток пользуются круговым
шаблоном с делениями.
Гидромуфты, изготовленные комбинированным способом. При
этом способе производства предполагают изготовление торов меха-
нической обработкой или литьем, лопаток — литьем или штампов-
кой и последующее их соединение одним из известных методов.
Указанный способ целесообразно применять при мелкосерийном
производстве.
7. ЭКСПЛУАТАЦИЯ ЗАМКНУТЫХ ГИДРОМУФТ
В РАЗЛИЧНЫХ МАШИНАХ И ОБОРУДОВАНИИ
Замкнутые гидромуфты постоянного заполнения широко распро*
странены в приводе машин разных отраслей техники. Применение
гидромуфты позволяет повысить экономичность и надежность уста-
новки, улучшить динамику и управление всей системы, сократить
производственную площадь под привод. Гидромуфта может приме-
няться в приводе для: 1) пуска приводного двигателя при нагру-
женной машине; 2) защиты двигателя, рабочей машины и привода
от перегрузок; при этом значение предельного момента, передава-
емого гидромуфтой, может быть изменено в широких пределах за
счет заполнения гидромуфты; 3) плавного включения и ускорения
больших инерционных масс рабочей машины, причем, время раз-
гона системы может регулироваться степенью первоначального за-
полнения гидромуфты; 4) выравнивания нагрузки и синхронизации
скоростей при многодвигательном приводе; 5) фильтрации и демп-
фирования крутильных колебаний и ударных нагрузок.
109
Применение предельных гидромуфт целесообразно в приводе
машин, режимы работы которых характеризуются тяжелыми усло-
виями пуска и резкими перегрузками. К числу этих машин относят-
ся дробилки всех видов, барабанные, стержневые и шаровые мель-
ницы, центрифуги, сепараторы, экстракторы, драги, транспортеры
ъсех видов и т. п. Условия работы подобных машин требуют от
приводного двигателя большого пускового момента для преодоле-
ния повышенного момента трогания или для ускорения значитель-
ных инерционных масс. В таких случаях приходится выбирать дви-
гатель повышенной мощности и больших размеров по условиям пус-
ка, что приводит к недостаточному использованию двигателя в пе-
риод установившейся нагрузки и к ухудшению его эксплуатацион-
ных показателей (КПД и коэффициента мощности). Эта задача
решается применением предельной гидромуфты совместно с двига-
телем нормальной, не повышенной мощности. Вместе с тем гидро-
муфта предельного типа автоматически отключает машину при пре-
вышении нагрузки и защищает ее от перегрузок.
• • Ниже приведены наиболее типичные примеры эксплуатации
замкнутых гидромуфт. На рис. 58, а показан общий вид установки
предельной гидромуфты ГМП-700 конструкции ВНИИМЕТМАШа
;(2V = 4OO кВт; пх = 1480 об/мин) в приводе крупной конусной дро-
билки 1500 Уралмашзавода, а на рис. 58,6 приведены разгонные
динамические характеристики совместной работы гидромуфты с
асинхронным короткозамкнутым электродвигателем в приводе дро-
билки. Из графика следует, что электродвигатель нагружается
максимально только вблизи своей максимальной частоты вращения
при пониженных пусковых токах и значительном вентиляционном
охлаждении. Гидромуфта позволяет для запуска системы использо-
вать перегрузочный момент двигателя, равный в данном случае
2,5-кратной величине от номинального. За счет уменьшенного мо-
мента инерции ведущей части гидромуфты, выполненной из легкого
сплава, сокращается время разгона электродвигателя и соответ-
ственно время действия пусковых токов.
На рис. 58,в показано изменение момента, передаваемого гидро-
муфтой при заполнении ее полости 65 л, изменение частоты враще-
ния двигателя и турбины, а также тока статора электродвигателя
в функции времени при пуске дробилки вхолостую. Для запуска
системы вхолостую гидромуфта полностью использует перегрузоч-
ную способность дв1игателя и легко (в течение 10 с) разгоняет зна-
чительные массы дробилки (GZ)2 системы равен 2-105Н-м2). При
этом двигатель набирает полные обороты за 3—4 с при одновремен-
ном падении пусковых токов. Разгон ведомого вала начинается
спустя 2 с после пуска двигателя, когда частота вращения послед-
него достигает 800 об/мин.
Гидромуфта постепенно нагружает двигатель, позволяет ему
мгновенно набрать полные обороты и запустить дробилку под за-
валом в том случае, когда величина момента, требуемого для пуска
дробилки, не превышает опрокидывающего момента двигателя. Для
тяжелых условий запуска дробилки необходимо поэтому устанав-
110
П^об/миН
uoa
70a
300
a
0 200 400
Sf/o 80
IctiA
160 -
140 -
120 -
100 -
80 -
60 -
40 -
20 -
0 -
600 800 11000 П,об/мин, 0 200 400 600 800 1000 п2,об/мин
~60 40 ~20 0
Рис. 58. Привод крупной дробилки 1500 с предельной гидромуфтой мощностью
400 кВт (конструкции ВНИИМЕТМАШа):
а—внешний вид установки: б—разгонные динамические характеристики гидромуфты [/—ха-
рактеристика электродвигателя; 2—пуск дробилки вхолостую, заполнение 70 л; 3—пуск дро-
билки «под завалом», заполнение 65 л; 4— пуск дробилки вхолостую, заполнение 65 л; 5—
изменение крутящего момента гидромуфты в зависимости от частоты вращения ведомого
вала п.2 (пуск дробилки вхолостую, заполнение 65 л); 6—то же, заполнение 70 л; 7—изме-
нение частоты вращения насосного колеса по, в—рабочая точка гидромуфты и дробилки в
номинальном режиме]; в—изменение параметров системы привода при пуске дробилки вхо-
лостую
111
ливать гидромуфту с двигателем, имеющим высокую перегрузоч-
ную способность, применять валоповаротное устройство, действую-
щее только в начальный момент страгивания ведомого вала гидро-
муфты.
Применение гидромуфт в металлургическом оборудовании упро-
щает автоматизацию рабочих процессов, позволяет создавать более
оптимальные, высокопроизводительные конструкции машин, улуч-
шает технологический процесс, повышает качество продукции. Ав-
томатическое регулирование скорости и удобство управления,
достигаемые посредством
электропривода постоян-
ного тока со сложной сис-
темой управления, в ряде
случаев значительно про-
ще обеспечиваются гидро-
муфтой с асинхронным
или синхронным электро-
двигателем.
На рис. 59 показан
привод (с гидромуфтой
конструкции ВНИИМЕТ-
МАШа) чистового бара-
бана проволочно-воло-
чильного стана 5/550.
Эксплуатация гидромуфт
в приводе стана при его
круглосуточной работе
показала, что с примене-
нием гидропривода повы-
сились надежность и дол-
говечность системы при-
Рис. 59. Привод проволочно-волочильного
стана 5/550 с гидромуфтой ГМП-450 (конст-
рукции ВНИИМЕТМАШа)
вода и передач стана, бы-
ли исключены поломки коробок скоростей барабанов и выход из
строя электродвигателя, снизилось число обрывов проволоки в
момент ее заправки и запуска стана. Непрерывная надежная рабо-
та гидромуфт в течение ряда лет, полное отсутствие неисправно-
стей исключали необходимость ремонта и обслуживанйя гидро-
муфт и привода. Для улучшения герметизации полостей гидро-
муфт уплотнения в них выполнены только с одной стороны и сос-
тоят из двух стандартных резиновых манжет типа УР85 с метал-
лическим кольцом. Манжеты работают в паре со втулкой. Это поз-
волило практически полностью устранить утечки масла [18].
Коэффициент перегрузки гидромуфты Ki ст равен 2,0 и 2,65 со-
ответственно при заполнении 14 и 15 л и на стоповом режиме при
скольжении 100% и уменьшении частоты вращения электродви-
гателя с 1460 до 1350 об/мин снижается до 1,7 и 2,25.
Для привода моталки волочильного стана 5/550 во ВНИИМЕТ-
МАШе создана одноопорная замкнутая гидромуфта МГ1-360 (см.
рис. 49). Промышленные испытания гидромуфты показали, что по-
112
мимо защиты коробки скоростей и электродвигателя от перегрузок,
улучшения пусковых качеств привода, гидромуфта автоматически
обеспечивает поддержание постоянной скорости намотки проволо-
ки на барабан при незначительном, в допустимых пределах, изме-
нении усилия натяжения, меньшего по сравнению с прежним при-
водом.
На рис. 60, а в отличие от рис. 38 привода моталки через
регулируемую гидромуфту приведены внешние характеристики
70 50 зо ю S,7o
Рис. 60. Внешние характеристики привода с гидромуфтой моталки
проволочно-волочильного стана:
а—внешние характеристики гидромуфты (/—при заполнении 6,5 л; 2—при заполне-
нии 6 л); б—графики изменения усилия натяжения и частоты вращения барабана в
зависимости от диаметра бунта при работе моталки с гидроприводом на чет-
вертой скорости волочения (/—частота вращения барабана п&, об/мин; 2—усилие
натяжения проволоки Р, Н; 3—линейная скорость намотки v, м/мин)
замкнутой гидромуфты привода моталки при заполнении ее полости
5,5 и 6 л и при установке на турбинном колесе кольцевого порога,
диаметр которого составляет 0,68 Da. В приводе моталки при уве-
личении диаметра бунта проволоки с 380 до 800 мм гидромуфта
работала в диапазоне скольжений 6—53%. С увеличением диаметра
бунта проволоки, а следовательно, и нагрузки на барабане, гидро-
муфта автоматически снижает частоту вращения турбинного вала
и передает момент, постоянно возрастающий пропорционально
нагрузке >на барабане. К концу процесса 'намотки при диаметре
бунта 800 мм гидромуфта, увеличивая скольжение до 53%, пере-
дает момент, возросший в 2,5 раза по сравнению с моментом, ко-
торый соответствует скольжению 6% при заполнении полости 6 л.
При снижении скорости барабана почти вдвое электродвигатель
продолжает работать на устойчивой ветви своей характеристики,
не перегружаясь высокими токами и не опрокидываясь.
На рис. 60,6 приведены графики изменения усилия натяжения
укладываемой проволоки и частоты вращения барабана моталки в
113
зависимости от диаметра бунта. Приведенные параметры соответ-
ствуют работе стана при скорости волочения проволоки 560 м/мин.
Гидромуфта обеспечивает постоянство линейной скорости намотки
проволочки на барабан независимо от диаметра бунта и согласова-
ние CKOtpocTH намотки со скоростью выхода проволоки из чистого
барабана стана. Усилие натяжения проволоки плавно возрастает,
линейно изменяясь, с 395 до 510 Н при увеличении диаметра
бунта с 380 до 800 мм.
На новосибирском металлургическом заводе им. Кузьмина раз-
работаны замкнутые гидромуфты (А = 3 кВт; П\ =600 об/мин; £)а =
= 250 мм) для привода барабанов моталок смотки кромки, полу-
чающейся после резки тонкой полосы ножницами. Гидромуфты ра-
ботают в диапазоне скольжений 47—93%, обеспечивая разность
частот вращения двух валов. Применяемые ранее фрикционные
муфты при работе со скольжением постоянно выходили из строя,,
вызывая простои моталок.
Положительный опыт накоплен в результате многолетней эк-
сплуатации замкнутых гидромуфт на ряде алюминиевых заводов.
Гидромуфты, установленные на алюминиевых заводах, работают в
приводе моталок агрегатов непрерывной разливки и прокатки ка-
танки из цветных металлов и выполняют задачи, аналогичные ука-
занным для моталок волочильных станов.
За рубежом широкое применение находят замкнутые гидро-
муфты Фойт типов Т и Tv в приводе намоточных аппаратов черной
и цветной металлургии, при производстве кабеля, в текстильной
промышленности. Гидромуфты эксплуатируются с быстроходными
короткозамкнутыми электродвигателями при ^ = 1450 об/мин.
Во ВНИИМЕТМАШе разработаны гидромуфты для привода
шлепперов листопрокатного стана 1450. В практике эксплуатации
шлепперов при транспортировке заготовок или стальной полосы
при электрическом приводе нередко наблюдаются случаи выхода
из строя деталей трансмиссии, обрывов тросов, особенно при рабо-
те привода на упор в момент заклинивания рабочей тележки в на-
правляющих рельсового настила или при одновременной подаче на
рольганг нескольких слябов.
Анализ работы гидромуфты в приводе шлепперов позволяет
сделать вывод о целесообразности применения гидромуфт в маши-
нах и механизмах металлургического оборудования поточных ли-
ний, работающего в тяжелых динамических повторно-кратковремен-
ных режимах с частыми пусками, торможением и реверсами (шлеп-
перах, манипуляторах, кантователях, печных толкателях, транс-
портирующих устройствах, сталкивателях рулонов и в других ме-
ханизмах). Гидромуфты защищают механическую и электрическую
части привода от перегрузок и исключают поломки и выход из
строя деталей линии привода и механизма.
Замкнутые гидромуфты нашли широкое применение в горном
машиностроении, где задача увеличения производительности за-
бойного оборудования связана с проблемой повышения его надеж-
ности и с ростом установочной мощности забойных конвейеров до
114
300 кВт, узкозахватных комбайнов и стругов — до 350—500 кВт.
Наибольшее распространение гидромуфты получили в приводе
скребковых конвейеров. Применение привода с гидромуфтами поз-
воляет повысить срок службы оборудования и создать мощные
многоприводные системы, отвечающие требованиям горного произ-
водства.
В ленточных конвейерах КРУ-350, предназначенных для тран-
спортирования угля по наклонным стволам, приводная станция
состоит из трех электродвигателей КОФ52-4, передающих вращение
приводным барабаном конвейера через гидромуфты Т-90, и редук-
тора; при этом первый барабан приводится от двух электродвига-
телей с гидромуфтами, второй — от одного. Гидромуфта Т-90 имеет
активный диаметр 500 мм, рассчитана на передачу мощности 90 кВт
при пх =11450 об/мин и КПД 95%. Коэффициент перегрузки гидро-
муфты равен 2,0, отношение пускового момента к номинальному —
1,6.
Г Л А В A VI
КЛАССИФИКАЦИЯ И ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ
ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ
Гидравлические передачи, как было указано раньше, делятся
на гидростатические и гидродинамические. Гидростатические пере-
дачи не получили большого распространения на тепловозах в каче-
стве силовых передач. Они применяются на некоторых тепловозах
(ТЭП60, ТЭП70, ТЭП75) для привода вентилятора холодильника.
Гидродинамические передачи (гидротрансформаторы и гидромуф-
ты) получили основное применение на тепловозах в качестве си-
лового привода.
Гидродинамические передачи основаны на использовании кине-
тической энергии жидкости. В них энергия передается за счет дина-
мического напора жидкости. Основными гидравлическими агрега-
тами передачи являются гидротрансформаторы и гидромуфты.
Принцип работы гидротрансформатора заключается в следую-
щем (рис. 61, а и б). Насосное колесо 2 приводится от вала 1, сое-
диненного с валом двигателя. Если в гидротрансформаторе нет
масла, то ведомый вал 5 турбинного колеса 4 разобщен с ведущим
валом /. Чтобы при вращении насосного колеса турбинное колеса
вращалось .и передавало крутящий момент, «гидротрансформатор
необходимо наполнить маслом. Для этой цели служит небольшой
вспомогательный насос, который подает масло в гидротрансформа-
тор через отверстие а. Насосное колесо 2, вращаясь, нагнетает под.
давлением масло в турбинное колесо 4 по схеме на рис. 61, а или в-
реактор 3 по схеме на рис. 61, б. Таким образом создается замкну-
тое движение жидкости в колесах гидротрансформатора.
Как видно из рис. 61, а и б, насосное и турбинное колеса меха-
нически не сцеплены между собой, поэтому в гидротрансформаторе
нет изнашивающихся элементов, кроме подшипников. Энергия от
насосного колеса к турбинному передается только при помощи жид-
кости, циркулирующей в колесах. Жидкость при циркуляции встре-
чает сопротивление, в результате чего имеют место потери энергии
(на удар, трение и потери, связанные с искривлением каналов).
На рис. 62 показаны колеса гидротрансформатора. Мощность
двигателя, затрачиваемая на преодоление сопротивлений, переходит
в тепло, нагревающее масло в гидротрансформаторе. Так как мощ-
ность, превращаемая в тепло, составляет в зависимости от режима
работы 10—25% мощности двигателя, то небольшое количество
масла, находящегося в гидротрансформаторе, могло бы нагреться
116
до температуры вспышки. Чтобы передача работала нормально,
температура масла не должна превышать 80—90° С. Для этого часть
масла из гидротрансформатора через трубку 7 в кожухе 8 (см.
рис. 61) отводят в холодильник. Гидротрансформатор пополняется
с помощью вспомогательного насоса через отверстие а в реакторе.
Гидротрансформаторы, как правило, имеют одно насосное коле-
со. В зависимости от числа турбинных колес гидротрансформаторы
делят на одноступенчатые (одно турбинное колесо, рис. 63 и 64).
/ b
Рис. 61. Принципиальные схемы Рис. 62. Колеса гидротрансформатора:
гидротрансформаторов. /—реактор; 2—насосное колесо; 3—турбинное*
1—ведущий вал; 2—насосное коле- колесо; 4—корпус
со; 3—направляющий аппарат; 4—
турбинное колесо; 5—ведомый вал;
6—тор; 7—трубка для отвода жид-
кости; 8—кожух; а—отверстие для
подачи жидкости
и многоступенчатые (при наличии нескольких турбинных колес,,
рис. 65).
Гидротрансформаторы с числом ступеней более трех не изго-
товляются, так как большее число ступеней не вызывает заметного
улучшения экономических показателей, а конструкция значительно-
усложняется.
Выпускают гидротрансформаторы с центробежным, центростре-
мительным и осевым турбинным колесами. Такое деление опреде-
ляется направлением движения жидкости в турбинном колесе.
В первом случае (см. рис. 63, а—г) жидкость движется от оси
вращения к периферии, во втором — от периферии к оси вращения
(см. рис. 63, е—з) и в третьем случае (см. рис. 63, д) —в направле-
нии оси вращения.
В комплексном гидротрансформаторе (работающем как в режи-
ме гидротрансформатора, так и в режиме гидромуфты) реактор»
(один или два) установлен на механизме свободного хода (авто-
логе) .
Роликовая муфта свободного хода (рис. 66, а) состоит из на-
ружного кольца 3, неподвижно соединенного с корпусом, ih вала /
реактора, соединенного со втулкой 2, имеющей наклонные поверх-
117
Рис. 63. Схемы расположе-
ния рабочих колес в круге
циркуляции одноступенча-
тых гидротрансформаторов
первого класса:
а—г—с центробежной турби-
ной; д—с осевой турбиной;
е, ж, з—с центростремительной
турбиной; 1—насосное колесо;
2—турбинное колесо; 3—реактор
Рис. 65. Схемы многоступенчатых гидро-
трансформаторов:
а, б. в—двухступенчатые; г. д, е—трехсту-
пенчатые
Рис. 64. Схемы располо-
жения рабочих колес в
круге циркуляции одно-
ступенчатых гидротранс-
форматоров второго
класса
а—с осевым реактором; б—с
центростремительным реак-
тором; /—насосное колесо;
2—турбинное колесо; 3—ре-
актор
Рис. 66. Муфты свободного хода (автологи):
а—роликовая; б—сухариковая; /—вал; 2—втулка; 3—на-
ружное кольцо; 4—обойма; 5—ролики; 6—сухарики
118
ности. Между кольцом 3 и втулкой 2 помещены ролики 5, находя-
щиеся в обойме 4.
Если момент действует на вал по часовой стрелке, то вал с ре-
актором вращается свободно. Если момент действует против ча-
совой стрелки, то ролики зажимаются между неподвижным коль-
цом 3 и наклонными поверхностями втулки 2, и реактор останав-
ливается. Когда реактор вращается свободно, гидротрансформатор
работает в режиме гидромуфты. В сухариковой муфте свободного
хода (рис. 66, б) наклонные поверхности выполнены на сухариках
Рис. 67. Схемы комплексных гидротрансформаторов:
а—с одним направляющим аппаратом; б—с двумя направляющими ап-
паратами; в—с двумя насосными колесами и двумя направляющими
аппаратами; 1, /'—насосное колесо; 2—турбинное колесо; 3, 3'—нап-
равляющий аппарат; 4—ведущий вал; 5—втулка корпуса; 6—ведущий
вал; 7—муфта свободного хода
6, а втулка 2 сделана цилиндрической. Сухарики не препятствуют
вращению втулки по часовой стрелке.
Комплексные гидротрансформаторы выполняются с одним реак-
тором (рис. 67, а), с двумя (рис. 67,6) и пятиколесными (рис. 67, в)
с основным 1 и дополнительным Г насосными колесами.
Существуют гидротрансформаторы, в которых реактор враща-
ется принудительно.
В гидротрансформаторе на рис. 68, а насосное колесо 1 приво-
дится во вращение от ведущего вала 4. Колесо 2 турбины, соеди-
ненное с промежуточным валом 5, передает вращение на ведомый
вал 8 через пару шестерен 6 и 7. Реактор 3 принудительно враща-
ется посредством кулачковой муфты 11, которая может переме-
щаться по многоходовой спиральной нарезке и соединять реактор
с корпусом или с шестерней 10. Эта шестерня получает вращение
от вала 5 через шестерни 6, 7 и 9. Перемещение муфты 11 вправо
или влево зависит от направления крутящего момента, действую-
щего на реактор.
В двухступенчатом гидротрансформаторе с принудительным вра-
щением реактора (рис. 68,6) можно получить значительно боль-
ший крутящий момент турбинного колеса.
Насосное колесо 1 приводится во вращение от ведущего вала 4.
Двухступенчатая турбина, состоящая из колес 2 и 2', крепится на
ведомом валу 5, соединенном с коронной шестерней 6. Реактор 3
соединен с полым валом И, который связан с барабаном фрикцион-
119-
ного тормоза 12 и солнечной шестерней 16. Барабан фрикционного
тормоза 8 соединен с водилом 7, на котором помещены сателлиты
5. При трогании с места тормоз 12 отпущен, тормоз 8 зажат, а
водило 7 неподвижно. Движение от вала 5 турбины передается
через планетарный ряд шестерен 6, 9 и 10 к реактору 3, который
вращается в сторону, обратную направлению вращения колеса
я) 5)
Рис. 68. Гидротрансформаторы с принудительным враще-
нием направляющего аппарата:
а—фирмы «Трилок» (ФРГ); б—фирмы SRM (Швеция)
насоса. При такой схеме гидротрансформатора коэффициент транс-
формации момента на стоповом режиме увеличивается до 10.
При достижении передаточного отношения, при котором надо
изменить режим гидротрансформатора, тормоз 8 отпускают, а тор-
моз 12 зажимается. В этом случае гидротрансформатор работает
как двухступенчатый с неподвижным реактором 3.
а)
Рис. 69. Гидромеханические (двухпоточные) передачи:
'а—с суммирующим планетарным рядом; б—с разделительным плане-
тарным рядом; /?с, /?к, RB—радиусы соответственно солнечной и ко-
ронной шестерен п водила; Р—окружное усилие
В гидромеханических двухпоточных передачах часть мощности
ведущего вала передается на ведомый вал гидравлическим путем, а
другая часть — механическим. Двухпоточные гидропередачи бывают
с суммирующим планетарным рядом (рис. 69, а), когда планетар-
ный ряд установлен за гидравлическим агрегатом, или с раздели-
тельным планетарным рядом (рис. 69,6), когда планетарный ряд
расположен перед гидравлическим агрегатом.
Ведущий вал 1 (см. рис. 69, а) соединен одновременно с насос-
ным колесом гидротрансформатора и с зубчатым (солнечным) ко-
120
лесом 6, которое находится в зацеплении с сателлитом 7. Турбин-
ное колесо через коронное зубчатое колесо 8 связано также с сател-
литом 7, а водило 9 сателлита соединено с ведомым валом 5. Та-
Рис. 70. Характеристики гидротрансформа-
торов:
а—одноступенчатого с неподвижным направляю-
щим аппаратом; б—комплектного (см. рис. 67) с
одним направляющим аппаратом; в—комплексно-
го (см. рис. 67, б) с двумя направляющими аппа-
ратами; г—комплексного (см. рис. 67, в) пяти-
колесного; б—трехступенчатого. е—с принуди-
тельным вращением направляющего аппарата
(см. рис. 68. а); ж—с противовращением направ-
ляющего аппарата (см. рис. 68, б)
емая гидротрансформатором через турбинное колесо, коронное зуб-
чатое колесо и механической передачей через зубчатое колесо 6.
Если планетарный ряд установлен перед гидравлическим агре-
гатом (см. рис. 69,6), ведущий вал 4 вращает водило 9 сателли-
та 7, от которого через коронное зубчатое колесо 8 приводится во
вращение насосное колесо 1, а через зубчатое колесо 6 ведомый
вал 5, соединенный также с турбинным колесом 2 гидротрансфор-
матора. Реактор 3 неподвижен.
121
Характеристики различных гидротрансформаторов приведены
на рис. 70.
Гидротрансформаторы делятся на классы: если за насосным ко-
лесом установлена турбина — первый класс, если реактор — второй
класс.
Коэффициент трансформации момента k (отношение момента
турбинного колеса М2 к моменту насосного колеса AfJ в зависимо-
сти от типа гидротрансформатора при остановленном турбинном
вале составляет 2—11.
КПД гидротрансформатора т]гт, изменяясь в широких пределах,
достигает максимального значения 0,92 только в одной точке.
Крутящие моменты насосного и турбинного колес автоматически
плавно изменяются в зависимости от частоты вращения турбинного
вала.
В непрозрачном гидротрансформаторе момент насосного колеса
при постоянной частоте его вращения не меняется при изменении
частоты вращения турбинного колеса (прямая сплошная линия на
рис. 70, а). Практически непрозрачный гидротрансформатор обес-
печивает постоянный режим работы двигателя при изменении со-
противления движению.
У прозрачного гидротрансформатора моментнасооного колеса,
начиная от расчетной точки (точки максимального КПД), изменя-
ется в зависимости от частоты вращения турбинного колеса (штри-
ховая и штрихпунктирная линии на рис. 70, а). В прозрачном гид-
ротрансформаторе изменение условий движения (например, про-
филя пути и скорости) сказывается на режиме работы насосного
колеса (двигателя). «Прозрачность» характеризуется коэффициен-
том прозрачности П, который равен отношению крутящего момента
насосного колеса Afi к его номинальному значению 7И1НОМ:
/7=^11—.
ном
Режимы холостого хода (n2=niax; Л12 = 0) и полной остановки
турбинного колеса гидротрансформатора (лг2 = 0; Af2 = niax) харак-
теризуются следующим (см. рис. 70, а). Нагрузка двигателя при
холостом ходе зависит от момента на насосном колесе, который
может быть больше или меньше номинального или равен нулю,
т. е. двигатель может быть совсем не нагружен или, наоборот,
перегружен, несмотря на отсутствие нагрузки на турбинном колесе.
При остановленном (заторможенном) турбинном колесе (и2 =
= 0) последнее напружено максимальным моментом при соответст-
вующей нагрузке двигателя; насосное колесо при этом вращается
с -постоянной частотой вращения, что недопустимо для механиче-
ских зубчатых передач.
Из характеристики одноступенчатого гидротрансформатора (см.
рис. 70, а) видно, что при некоторой (определенной для каждого
типа трансформатора) частоте вращения турбинного колеса (для
указанной схемы при i = 0,5) моменты на насосном и турбинном
колесах сравниваются. Гидротрансформатор на указанной частоте
122
вращения турбинного колеса работает без трансформации момен-
та, т. е. так же, как и гидромуфта. Если по условиям работы тре-
буется, чтобы при дальнейшем увеличении частоты вращения тур-
бинного колеса не происходила трансформация момента, необходи-
мо выполнить одно из следующих условий: 1) реактор жестко сое-
динить с турбинным колесом; 2) обеспечить свободное вращение
реактора в сторону насосного и турбинного колес, применяя меха-
низм свободного хода; 3) подобрать параметры колес гидротранс-
форматора и расположить их в круге циркуляции так, чтобы обес-
печивался режим гидромуфты при неподвижном реакторе.
Основные требования, предъявляемые к передаче тепловоза:
1) плавное автоматическое изменение силы тяги в зависимости от
скорости по кривой, близкой к гиперболе, с рабочим диапазоном
скоростей т, равным для магистральных локомотивов 5—6,5, а для
маневровых 10—12; 2) одинаковые тяговые характеристики и ско-
рости при переднем <и заднем ходе тепловозов; 3) высокий КПД на
всех режимах работы тепловоза; 4) возможно большее значение
коэффициента отдачи мощности на колеса тепловоза; 5) возмож-
ность разъединения двигателя от передачи; 6) надежность в эк-
сплуатации; 7) небольшой удельный вес; 8) низкая стоимость;
9) простое управление.
Характеристики гидротрансформатора или гидромуфты в от-
дельности не могут обеспечить необходимой тяговой характеристи-
ки. Поэтому гидропередачи тепловозов выполняют с несколькими
гидротрансформаторами, с гидротрансформаторами и гидромуфта-
ми, с гидротрансформатором или гидромуфтой с механической ко-
робкой скоростей.
Гидропередачи могут быть однопоточными, двухпоточными и
смешанными.
Однопоточными гидропередачами называют гидравлические пе-
редачи, в которых весь поток мощности дизеля проходит через гид-
ротрансформатор или гидромуфту (по одному потоку).
В схемах однопоточных тепловозных гидропередач поток мощ-
ности может проходить через различное число последовательно ра-
ботающих гидравлических агрегатов: 1) два гидротрансформатора
(ТГМЗБ, ТГ102, ДР-1); 2) три гидротрансформатора (ТГП50);
3) гидротрансформатор и две гидромуфты (ТГМ1, ТГМ23); 4) два
гидротрансформатора и одна гидромуфта (ТГ16, ТГМЗА, ТГМ-4-6);
5) гидротрансформатор с механической коробкой скоростей.
Двухпоточными (гидромеханическими) гидропередачами назы-
вают передачи, в которых часть мощности ведущего вала переда-
ется на ведомый вал гидравлическим путем, а другая часть — ме-
ханическим (см. рис. 69).
Двухпоточные передачи не получили распространения в тепло-
возных передачах, если не считать нескольких тепловозов неболь-
шой мощности (НО—550 кВт). Объясняется это неполным исполь-
зованием мощности дизеля, наличием жесткой связи дизеля с
колесами тепловоза, сложностью изготовления планетарного ре-
дуктора на большие мощности.
123
Смешанными передачами называют такие, в которых при раз-
гоне и небольших скоростях передача энергии производится гидрав-
лическим путем (через гидромуфту или гидротрансформатор), а
при больших скоростях энергия передается через механическую
передачу с рядом скоростей (дизель-поезд Д1).
Преимущества гидропередачи: 1) отсутствие жесткой связи
между ведущим и ведомым валами (валом дизеля и колесами теп-
ловоза); 2) надежность и долговечность; 3) простота изготовле-
ния, без применения цветных металлов, и низкая стоимость;
4) плавное автоматическое изменение крутящего момента и часто-
ты вращения ведомого вала, а следовательно, и скорости движения
тепловоза; 5) сглаживание непогашенных крутильных колебаний
коленчатого вала и всех толчков, возникающих со стороны колес
тепловоза; 6) эластичное соединение дизеля с ведущими колесами
тепловоза; 7) возможность получения сравнительно высокого КПД
тепловоза; 8) малый удельный вес; 9) простота управления.
ГЛАВА VII
РАСЧЕТ ГИДРОТРАНСФОРМАТОРОВ
1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ КОЛЕС
ОДНОСТУПЕНЧАТОГО ГИДРОТРАНСФОРМАТОРА ПЕРВОГО КЛАССА
Колеса гидротрансформаторов представляют собой круговые
решетки, которые образуются системой лопастей. Лопатки колес
гидротрансформатора могут быть плоскими, цилиндрическими,
пространственной или аэродинамической формы.
Решетку характеризуют следующие параметры (ipnc. 71):
Рис. 71. Диаграмма скоростей жидкости в центробежном насосном
колесе
1) шаг решетки t, т. е. расстояние между двумя лопатками по
диаметру колеса,
z
(50)
где D — диаметр колеса; z — число лопаток;
2) относительный шаг решетки 1 — отношение шага решетки к
Длине хорды I лопатки:
t =
I ’
(51)
125
(52)
(53)
3) густота решетки т—отношение длины хорды к шагу решетки:
т = ^=^;
t nD
для колес гидротрансформаторов т= 1,14-1,7;
4) форма профиля.
Базовым уравнением при расчете гидротрансформаторов явля-
ется уравнение Эйлера [17, 19]
7^/= (^z/12^12
ио S
Расчет проектируемого гидротрансформатора состоит из опре-
деления основных размеров колес и построения характеристик
гидротрансформатора.
Основные размеры колес гидротрансформатора можно опреде-
лить двумя способами. Если имеется отработанный образец гидро-
трансформатора, то размеры колес проектируемого гидротрансфор-
матора определяют по методу подобия. Если нет образца для про-
ектируемого гидротрансформатора, то все размеры его колес опре-
деляют заново.
Рассмотрим расчет вновь проектируемого гидротрансформатора
(без наличия образца). Задают передаваемую мощность N, частоту
вращения дизеля пх, турбинного колеса п2, при которой нужно по-
лучить максимальный КПД гидротрансформатора, или момент
турбинного колеса при максимальном КПД гидротрансформатора.
Определяют диаметры Dx и D2 колес гидротрансформатора, углы
наклона лопаток 01 и 02, ширину каналов Ьх и Ь2 на входе и выходе,
а также число лопаток z.
Из условия равновесия зависимость между моментами колес
гидротрансформатора, создаваемыми циркулирующей жидкостью,
записывают в следующем виде:
7И2=7И1 ± М3, (54)
где М2, Мх и 7И3 — крутящие моменты соответственно турбинного
и насосного колес и реактора.
Связь между КПД, коэффициентом трансформации и переда-
точным числом определяется уравнениями:
гидравлический КПД гидротрансформатора
__ М2п2 .
ЧгГ1 и ’
МХП1
общий КПД гидротрансформатора
^2 п2 , 1
Лгг =--?---= * --
Мх пх ir
(55)
(56)
где k — коэффициент трансформации момента; k = M2/Л!/; ггт—
передаточное число гидротрансформатора; iTT = nxln2, — пере-
126
5V
6)
Рис. 72. Эскизы колес гидротрансформа-
тора:
а—насосное колесо; б—турбинное колесо; в—
реактор
даточное отношение гидротрансформатора; 1//Гт = и2/и1; М/ и М2'—
моменты на ведущем и ведомом валах гидротрансформатора, учи-
тывающие потери энергии в подшипниках и потери на трек ле дис-
ков. о жидкость.
Оптимальный КПД правильно спроектированного гидротранс-
форматора составляет 0,85—0,9; он зависит от следующих факто-
ров: 1) от* рабочей жидко-
сти и ее температуры; чем
выше температура и меньше
вязкость рабочей жидкости,
тем выше КПД; 2) от пере-
даточного отношения на оп-
тимальном (расчетном) ре-
жиме; чем больше переда-
точное отношение, тем боль-
ше КПД; 3) от передавае-
мой мощности; чем большую
мощность передает гидро-
трансформатор, тем больше
КПД; 4) от чистоты обра-
ботки поверхностей круга
циркуляции.
Расчет насосного колеса
(рис. 72, а—в). Расчет рабо-
чих колес гидротрансформа-
тора начинают с расчета на-
сосного колеса, которое дол-
жно воспринимать всю мощ-
ность двигателя и обеспечи-
вать независимость режима
работы двигателя от режи-
ма работы турбинного ко-
леса.
Выбранные углы лопаток
насосного колеса, удовлет-
воряющие указанному ус-
ловию, предопределяют
входные углы лопаток турбинного колеса при условии безударно-
го входа рабочей жидкости на его лопатки и лопатки реактора.
Принимаем следующие индексы: 1—вход в колесо; 2—выход
из колеса; для указания принадлежности к насосному и турбинному
колесам и к реактору — соответственно индексы 1, 2 и 3. Проекции
абсолютных скоростей рабочей жидкости на окружные скорости
обозначим через си с соответствующими /индексами.
Мощность (в кВт) насосного колеса гидротрансформатора опре-
деляется уравнением
N =yQ^n
H 1O21]H ’
(57)
127
где Q — расход жидкости через насосное колесо, м3/с; Ни — дейст-
вительный напор жидкости в насосном колесе, м; у — объемный
вес жидкости, кг/м3; т]н—КПД насосного колеса с учетом потерь в
реакторе (0,89—0,92).
Расход рабочей жидкости через насосное колесо
где F — нормальная площадь проходного сечения, м2; сУ1 — мериди-
ональная скорость, м/с.
Если учесть, что Q^D3n, a H~D-n2, то уравнение (57) будет
иметь вид
а моменты
7И1 = Х1 yn^D5 и 7И2 = Х2уЯ1/)5,
где An, Xi, — соответственно коэффициенты мощности и моментов.
Для определения размеров насосного колеса необходимо знать
расход и напор рабочей жидкости. В центробежных насосах эти
величины задаются. При расчете гидротрансформатора известны
только мощность и частота вращения двигателя, приводящего во
вращение насосное колесо.
Объемный вес обусловлен свойствами выбранной рабочей жид-
кости, величину т]н задаем. Остаются невыясненными Q и Н.
Соотношение параметров Q, Н и п характеризует тип рабочего
колеса. В гидравлических машинах тип рабочего колеса определя-
ется коэффициентом быстроходности.
Коэффициентом быстроходности колеса ns называют частоту
вращения эталонного колеса, геометрически подобного во всех
элементах основному, с теми же гидравлическим и объемным ко-
эффициентами полезного действия, но с напором Н=1 и расходом
жидкости 75 л/с.
Коэффициент быстроходности определяют по формуле
Q VQ
п, = 3 ,
5 ’ ууЗ/4 »
устанавливающей зависимость основных параметров колеса.
Из уравнений (57) и (58) определяем действительный
жидкости (м) в насосном колесе:
/100(W„n;;i)H \0’4
I 2 /
\ у< /
В гидротрансформаторе при работе устанавливается определен-
ная температура масла. Следовательно, в формулу (59) надо под-
ставить величину у, соответствующую этой температуре.
Коэффициент быстроходности для гидротрансформаторов оп-
ределяется по графику рис. 73 в зависимости от расчетного переда-
точного отношения.
128
(58)
напор
(59)
Подставляя значение Нп в уравнение (57), найдем расход (м3/с)
жидкости через насосное колесо:
q N н102т]н
Диаметр вала (см) насосного колеса вычисляют из условия проч-
ности на кручение по формуле
^=14,517^.
(60)
Диаметр втулки dBT насосного колеса
(1,5-4-2,0) dB. В передачах, состоящих из
нескольких гидравлических агрегатов,
диаметры вала и втулки насосного коле-
са принимают в зависимости от конст-
рукции.
Для определения площади живого се-
чения каналов на входе в насосное коле-
со необходимо знать меридиональную
скорость жидкости см на входе в коле-
со [9]:
см=0,0085п*/3 (61)
Зная расход жидкости Q (м3/с), вход-
ную скорость си и диаметр втулки dBT,
следует брать равным
Рис. 73. Зависимость коэф-
фициента быстроходности
гидротрансформатора от
расчетного передаточного
отношения
определяем из уравнения расхода наи-
больший диаметр насосного колеса на входе Dq в сечении, где нет
лопаток:
откуда ________
^0=1/ —+^-
I/
Средний диаметр (м) насосного колеса на входе
п __А) 4- ^вт
^11 —------•
Для определения диаметра насосного колеса на выходе D\2
воспользуемся уравнением напора (53) и выразим в нем проекции
абсолютных скоростей через окружные и меридиональные скоро-
сти (см. рис. 71), т. е.
gMll
tg ₽11
Си\\—#11
И
си12 — #12
gM12
t? Р12 ’
Тогда уравнение теоретического напора при бесконечном числе
лопаток примет вид
V-H t = Н t=-^-\ul2 («12
~ s L к
_£м12_
tg ?12
— #11 #11
__ «мН \~1
tg ₽п ’
129
Коэффициент влияния конечного числа лопаток р, зависит от
геометрических размеров колеса, которые еще неизвестны. Поэтому
в первом приближении принимаем 1,0. Тогда
J-J _ 1 „ см12 2 । СМЦ \
g \ tg 012 tg ?n )
ИЛИ
«12-«12-^-“Mi-«И ^8L~ + g//')==0-
tg Р12 \ tg Рц )
Последнее выражение позволяет определить окружную скорость
насосного колеса диаметром Z)12 на выходе:
2
——------\-au-^-un+gHt. (62)
2tg р12 ' Г 4tg2p12 tgpn 11TS ‘ 1 J
Для определения окружной скорости щ2 по уравнению (62)
необходимо знать углы наклона лопаток насосного колеса на входе
фи и на выходе pi2, теоретический напор Ht и меридиональные
скорости см п и см 12- Меридиональные скорости принимают одина-
ковыми на входе в колесо и выходе из него, равными входной ско-
рости см. Когда в насосном колесе лопатки выполнены поворотны-
ми, их ширина на входе равна ширине на выходе. Кроме того,
одинаковую ширину лопаток принимают иногда по технологическим
соображениям. При одинаковой ширине лопаток скорость на входе
равна см, а на выходе определяется из выражения
^м = См-^-.
ь>12
Величиной DyJDzz предварительно задаются; по определении
диаметра скорость на выходе уточняют.
Теоретический напор выражают через действительный напор
//н и гидравлический КПД насосного колеса (цгн=0,954-0,97):
Углами наклона лопаток предварительно задаются. Величина
их находится в широких пределах — от 30 до 90°. В некоторых
случаях угол наклона лопатки на выходе может быть больше 90°.
Углы наклона лопаток зависят от многих факторов, основными
из которых являются форма кривой крутящего момента насосного
колеса в зависимости от частоты вращения турбинного колеса, ве-
личина передаточного отношения на расчетном режиме и соотноше-
ние диаметров насосного колеса на входе и выходе из него. При
выборе углов наклона лопаток в колесах проектируемого гидро-
трансформатора можно руководствоваться углами наклона лопа-
ток в колесах гидротрансформаторов, параметры которых приве-
дены в табл. 4, 5, 6. Если вход жидкости в насосное колесо ради-
альный, т. е. абсолютная скорость жидкости на' входе в колесо на-
130
Таблица 4
Конструктивные параметры отечественных и зарубежных гидротрансформаторов
Тип гидротранс- форматора Углы установки лопаток, град и о я ГС Число лопаток
в насосе в турбине в реакторе Турбина Реактор
2 •4 Ступень 1 Ступень 2 Ступень 1 Ступень 2 Ступень I Ступень 2 Ступень 1 Ступень 2
Рэ1 Р.2 0И Р21 ₽22 а3 1 а3 2 41 „п а32
Одноступен- чатые
L 22 0,315 45 64 108 19 — — 52 66 — — 17 18 — 22 —
L 24 0,386 30 94 61 13 — — 75 80 72 76 21 36 — 48 24
L 26 0,455 38 65 56 10 — — 83 96 80 75 21 40 — 60 48
L 33 0,39 62 35 78 12 — — 53 73 — — 19 36 — 32 —
L 217 0,533 43 43 ПО 15 — — ПО 65 — — 15 33 — 32 —
ТПГ000 0,642 35 58 87 15 — — 122 78 78 73 21 52 — 54 27
(ТП500) ТП1000М (0,518) 0,642 (18) 45 (50) 64 87 (20) 15 — — 117 59 — — 21 52 — 54 30
(ТП500М) /ГО9 (0,518) 0,41 35 62 45 21 — — 53 73 — — 19 36 — 32 —
52 ТО45— 6 0,52 64 44 108 17 — — 56 124 — — 13 36 — 32 —
С самоустанав- 0,642 35 58 87 15 — — — 75 78 73 21 52 — 34 27
ливающимися ло- патками
S ТРЭ-325 0,325 102 42 103 24 — — 106 30 — — 13 30 — 12 —
Продолжение
Тип гидротранс- форматора Da, и Углы установки лопаток, град Насос Число лопаток
в насосе в турбине в реакторе Турбина Реактор
Pit 312 Ступень 1 Ступень 2 Ступень 1 Ступень 2 Ступень 1 Ступень 2 Ступень 1 Ступень 2
3я1 З22 $ ₽22 a«i а3 2 41 „п а32
гтк п т Двухсту- пенчатые 0,669 67 52 133 23 — — 90 30 48 90 21 23 — 37 31
О’35 ГПТ 64 10 0,642 40 60 130 25 130 37 152 70 114 90 21 58 58 62 40
ГПС-3 0,46 40 64 124 21 по 21 90 23 112 61 21 50 50 58 42
ГПС-5Г 0,48 44 61 128 18 по 21 45 159 50 127 21 46 50 56 40
Опытный ВНИТИ с i=0,32 0,596 50 64 142 23 126 23 101 23 133 57 21 52 57 54 38
Т521 0,642 50 64 125 17 108 100 130 32 — — 21 52 23 54 —
Т522-642 0,642 50 64 115 20 78 29 109 26 80 68 21 52 50 54 36
L 630 0,527 80 49 1 125 24 95 30 90 28 113 30 15 36 36 40 32
Таблица 5
Параметры одноступенчатых гидротрансформаторов
Гидротранс- форматоры Расчетное переда- точное •тношение /о Энергоемкость у‘к • 104 Максимальный КПД Т]гт max Диапазон экономич- ной работы при ПГт>0»8 Коэффициент транс- формации на сто- пе Лст Коэффициент транс- формации k0 в ре- жиме Z* Число рабочих колес
Зарубежные L 22 0,4 4,5 0,78 1,85 4,4 1,94 3
L 24 0,76 5,6 0,845 1,15 2 1,1 4
L 26 0,7 5,917 0,868 1,92 2,75 1,35 4
L 33 0,5 6,0 0,86 2,3 4 1,6 3
L 2171 0,45 6,35 0,875 2,3 6,5 2 3
К2541 0,55 9,2 0,875 2,64 4,6 1,98 3
Отечественные ТП1000 0,65 12 0,86 2,1 3,4 1,5 4
ТП1000М 0,65 12 0,89 2,45 3,2 1,45 3
Т045 0,45 6,35 0,83 2,25 6,4 2,1 3
52 Т04 -т о 0,5 5,5 0,837 1,9 5,5 1,75 3
ТРЭ-325 0,6 6,1 0,85 1,7 2,6 1,25 3
ТГМ1 0,4 4,2 0,76 1,8 4,4 1,94 3
С самоустанав- 0,5 12,8 0,865 2,55 4,0 1,7 4
ливающимися ло- патками Л Г-340-59 0,7 33,4 0,88 2,0 2,4 1,2 3
гткпт 0,65 15 0,875 2,25 4,2 1,25 3
правлена по радиусу, то cwli = 0, и угол наклона лопатки на входе
в колесо определяется из выражения
tgp;2=-^-.
«и
Иногда в насосном колесе применяют прямые лопатки; в этом
случае соотношение углов лопатки на входе в колесо и выходе из
него на основании теоремы синусов имеет вид
cos p,2=-^li-cosPn.
П2
Для определения окружной скорости «12 в уравнение (62) вме-
сто Pti> Р12. смп> сМ12 подставляеми предварительные уг-
*4 ГН
ЛЫ и скорости р н, р12, см п, сМ12 = см. Уравнение примет вид
и12 = 2tff В' ~\/ 4t<r2 8'-~ fJa* “и 4”S — •
* tg Р12 ’ 4 tg2 Pj2 tg Щ) т)гн
133
Таблица 6
Параметры многоступенчатых гидротрансформаторов
Гидротранс- форматоры Расчетное переда- точное отношение £0 Энергоемкость у! • 104 Максимальный КПД работы Т]гт тах Диапазон экономич- ной работы при Т]гт >0.8 Коэффициент транс- формации на сто- ' пе 4ОТ Коэффициент транс- формации k0 в ре- жиме f0 Число рабочих колес
Зарубежные
Твин-Диск 0,44 5,1 0,82 1,5 4,3 1,92 6
8800 (США)
Лисхольм-Смит 0,45 5 0,85 1,43 5,5 1,9 6
(Англия) 0,45
Паккард (США) 11,8 0,88 2,45 2,5 1,9 4
Дженерал Моторе 0,38 12,2 0,87 2,4 4 1,9 4
(США)
Отечественные гпс-з 0,42 6,3 0,83 2,4 5,8 2,1 5
ГПС-5Г 0,35 ГПТ64 iQ 0,35 4,4 0,82 1,52 7,3 2,3 5
0,34 11,4 0,814 2,44 6,51 2,3 5
Т522-642 0,5 10,1 0,853 2,2. 5,1 1,91 5
640-РН 0,125 7,1 0,8 1,0 18,2 7,1 9
Х-2ОП 0,21 14,8 0,815 1,37 9 4 5
ВНИТИ (опыт- 0,38 4,72 0,83 1,7 5,67 2,1 5
ный) Т 521 0,45 7,8 0,865 1,71 4,15 1,75 4
По окружной скорости и12 находим диаметр Dli2 на выходе из
насоса
п #12’60
ЗТЛц
Полученные параметры p'n, р'12, Дп и D{2 позволяют определить
число лопаток в насосном колесе и уточнить расчет колеса. При
определении числа лопаток примем диаметр насосного колеса при
выходе Z?i2 таким, каким он получился в предварительном расчете,
а углы лопатки изменим так, чтобы напор колеса соответствовал
заданной мощности.
Наивыгоднейшее число лопаток в колесе центробежного насоса
zH определяют по формуле
D12+Dn s.n Р11+Р12 (б3)
D12-Dn 2 v
где для литых колес £^6,5, а для колес с клепаными и сварными
листовыми лопатками k = 8-4-11.
Эта формула справедлива для определения числа лопаток ради-
альных колес центробежных насосов, но она пригодна также для
134
насосных колес гидротрансформаторов, близких по форме к колесам
центробежных насосов. Так как диаметры колес гидротрансформа-
торов при входе и выходе чаще всего различны, то определяем от-
носительный шаг отдельно для входа в колесо и для выхода из него.
У пространственных лопаток длину хорды принимаем как расстоя-
ние между точками средней линии на входе и выходе в профильной
(поперечной) проекции (см. рис. 71). Для определения числа лопа-
ток в колесах гидротрансформатора, кроме относительного шага,
введем <еще понятие -относительной хорды Z, т. е. отношение длины
хорды лопатки I к наибольшему диаметру колеса D:
Величины относительного шага и относительной хорды лопаток
колес гидротрансформаторов разных типов приведены в табл. 7.
Число лопаток в колесах гидротрансформатора определим по фор-
муле
tl=t = tlD=— ,
Z
где D — наибольший диаметр колеса;
(64)
Определим ширину (м) канала насосного колеса на входе в
безлопаточном пространстве
При входе жидкости на лопатки насосного колеса проходное
сечение становится меньше за счет стеснения сечения каналов телом
лопаток, поэтому меридиональная скорость жидкости изменится.
Величину ее найдем из условия равенства расходов до входа жид-
кости на лопатки и на входе.
Расход до входа жидкости на лопатки насосного колеса
Расход жидкости при входе на лопатки насосного колеса
Q = £ми-
\ sin рп/
Приравнивая правые части равенства, получим
~ £Mii>
\ sin рп/
откуда находим меридиональную скорость при входе на лопатки
насосного колеса
£ мН — =
1 __ *11^1
sin р'п
135
Таблица 7
Величины относительного шага и относительной хорды 1 лопаток колес гидротрансформаторов
Гидротрансформатор Насос Турбина Реактор
Вход Выход Ступень 1 Ступень 2 Ступень 3 Ступень 1 Ступень 2
Вход Выход Вход Выход Вход Выход Вход ВЫ£ОД Вход Выход
Одноступенчатый с пространствен- 0,43 0,71 0,55 0,75 — — — — 0,58 0,295 — —
ными лопатками — 0,26 — 0,23 0,245 —
Одноступенчатый е цилиндрически- 0,37 0,63 0,42 0,54 — —V — — 0,51 0,34 — —
ми лопатками с одним реактором — 0,29 — 0,16 — 0,17
Одноступенчатый с пространствен- 0,354 0,78 0,72 0,675 — — — — 0,825 0,4 — --
ными лопатками с одним реактором — 0,308 — 0,182 — 0,32
Одноступенчатый с цилиндрически- 0,34 0,56 0,55 0,64 — — — — 0,925 0,925 0,53 0,4
ми лопатками с двумя реакторами — 0,26 — 0,078 — 0,06 — 0,122
Комплексный с двумя реакторами 0,47 0,47 0,72 0,7 0,47 — — — 0,64 0 57 0,56 0,52
— — 0,213 0,196 — 0,138 — — 0,182
Трехступенчатый 0,56 0,89 0,7 0,75 0,75 0,71 0,82 0,4 0,85 0,85 0,85 0,75
0,295 0,13 0,13 0,275 0,049 0,0685
В числителе — величина относительного шага /, в знаменателе — относительной хорды /.
где ап=------------коэффициент стеснения сечения каналов
1 Sll^i
JtDu sin
телом лопаток на входе в насосное колесо; $ц — толщина лопатки
на входе, м.
По найденной скорости смц определяем угол лопатки на входе
из условия безударного входа жидкости в насосное колесо
(рис. 74):
tg Ри==ап tg ?п. (66)
и11 — еа11 и11 си11
Рис. 74. Треугольники скоростей на
входе в насосное колесе (<) и выходе
из него (£)
Для угла наклона лопатки, изменившегося с Р'цна (Зц, формула
для коэффициента аи будет иметь вид
л£>п tg
Меридиональную скорость в канале насосного колеса от входа
до выхода принимают постоянной, равной смц.
Определяем угол лопатки на выходе из насосного колеса с уче-
том влияния толщины и конечного числа лопаток по формуле
tg ?12 = См11 = апсм ,
^12—^12 И12— Са12
так как си\2 = Си\2(У +р), где
3,6]sin
По данным Г. Ф. Проскура,
tg Р12=--------. (67)
“12 — (1 +р) (“12—
\ tg₽12/
Расчетный угол р'12 (см. рис. 74) находим так:
tg &=ап tg ₽;2.
Ширина канала насосного колеса на выходе Ь12 определяется из
137
уравнения расхода, составленного для сечения канала на выходе:
Q~ ^12^------Г""д") ^12^М1Ь
\ Sin Р12/
откуда
*12=---------5. (68)
~ ^1512 \
-- — —— СМЦ
\ sin р12/
Меридиональную скорость между насосом и турбиной определим
из уравнения расхода Q = ^£>12612^12, откуда £М12 = —--------•
12^12
Подставляя в это выражение значение, 6]2, по уравнению (68)
получим
Q л;/?12 — I см11
„ \________tg Р12 /
ji£>i2Q
— ^м=х^м; х= —
Я12 «12
_________£м11___
—________1______
1 __ ^1^12
jtD12 sin Pi2
где я12=--------------------коэффициент стеснения сечения каналов
1 _ ^1$12
л£>12 sin Р12
телом лопаток на выходе из насосного колеса; si2 — толщина ло-
патки на выходе, м.
Расчет турбинного колеса (см. рис. 72, б). Размеры турбинного
колеса гидротрансформаторов первого класса, в которых жидкость
из насосного колеса поступает в турбинное, можно определить ис-
ходя из размеров насосного колеса и заданного передаточного от-
ношения на расчетном режиме.
Диаметр турбинного колеса на входе О21 для схемы гидротран-
сформатора, показанной на рис. 63, б, равен диаметру насосного
колеса на выходе, а для схемы, изображеной на рис. 63, а и г, вы-
бирается в пределах D2\ = DX2 + (10—20) мм.
Частоту вращения турбинного колеса и20 на расчетном режиме
определяют по частоте вращения насосного колеса гц и передаточ-
ному числу гидротрансформатора на расчетном режиме £о-
„ _ "I
^20 — ~ ' •
lrQ
Окружная скорость на входе турбинного колеса при расчетном
режиме равна
л£)21п20
138
Ширину канала на входе в турбинное колесо находят по формуле
Q
Л£>21^м12
(69)
где см 12 — меридиональная скорость, с которой жидкость подходит
к лопаткам турбинного колеса.
Число лопаток в турбинном колесе z2 определяют по относитель-
ному шагу t и относительной хорде I лопаток, величины которых
зависят от типа гидротрансформатора (см. табл. 7):
Рис. 75. Треугольники ско-
ростей на входе в турбинное
колесо (а) и выходе из него (б)
Найдем в первом приближении угол наклона лопатки на входе
в турбинное колесо (рис. 75), сбитая проекции абсолютных ско-
ростей на окружные скорости при выходе из насосного колеса cui2
и при входе в турбинное колесо си2х равными:
tgrp21 =__£м12__ _ gM12 ____________________gM12______
^210 ~~ си21 #210 — си12 ( \
Меридиональную скорость при входе жидкости на лопатки тур-
бинного колеса cM2i с учетом оттеснения сечения канала телом
лопаток найдем из условия равенства расходов до входа и после
входа на лопатки.
Расход до входа на лопатки Q=nD2ib2[CM i2. Расход после входа
на лопатки
Q — ( Я/)21^21 — ^21 2 pj-'j £М21,
\ sin ₽21/
где s2i — толщина лопатки на входе, м. Отсюда
__ лЕ>21^21СМ12 _ 1 „ „
см21— - — £М12 — а21см12,
621 (*D21 - z2 1 -
у sin р21у jtZ)2i sin p2i
где а2\ — коэффициент стеснения сечения канала телом лопаток
на входе в турбинное колесо;
1
#21 —----------------- •
1 __ ^2^21
л£>21 sin ₽21
139
Так каксМ12=хсм, то см 21 = а21%см21 =%1см, где = - .
Я12
Меридиональную скорость в канале турбинного колеса от входа
до выхода принимаем постоянной, равной см21.
Определим расчетный угол лопатки на входе в турбинное колесо:
tg?,,»—— (71)
I СМ \
“210 — “12 — |
k ‘g 312 /
Если Z?2i значительно отличается от £>i2, то для свободного
потока имеем г\2си \2 = Г2\Си 21, откуда
_____ Г12
£«21— £«12 •
^21
Угол наклона лопатки в этом случае определится
tg?21=—
^21 — ^21
Поток жидкости на входе в турбинное колесо отклоняется от
направления лопатки в результате обратного циркуляционного дви-
жения жидкости в канале. Отклонению потока жидкости в турбин-
ном колесе способствует также разная частота вращения насосного
и турбинного колес.
Как показала практика расчетов газовых турбин и опыты с гид-
ротрансформаторами, угол отклонения потока жидкости составля-
ет 2—4°.
Действительный угол наклона лопаток в турбинном колесе на
входе
₽2u=fei —(2-5-4°).
Чтобы определить расчетный угол наклона лопаток в турбинном
колесе на выходе р22, воспользуемся выражениями моментов на-
сосного М\ и турбинного М2| колес:
= (г 12си12 — гп£и11); (72)
= (^*21£«21 — г22Си22^ (73)
где Q — расход рабочей жидкости, м3/с; у — объемный вес жидко-
сти, кг/м3; Гц, ri2 — радиусы насосного колеса на входе и выходе,
м; си н, Си 12 — проекции абсолютных скоростей на окружные ско-
рости на входе в насосное колесо и выходе из него, м/с; г2ь г22—
радиусы турбинного колеса на входе и выходе, м; cU2i, cu22 — про-
екции абсолютных скоростей рабочей жидкости на окружные ско-
рости при входе в турбинное колесо и выходе из него, м/с. Расходы
рабочей жидкости через насосное и турбинное колеса принимаем
равными, т. е. при расчете пренебрегаем утечками, которые по
сравнению с основным расходом жидкости обычно малы.
140
Принимая во внимание, что
Л42 t, 1
----~ =А = Т]гт------ •
All |ГТ ir
имеем
ЛГ2=ЛЖ1.
Подставляя в это равенство значения Af2 и Afj из уравнений
(72) и (73), получим
г21со21 — Г22Си.22= Ь (r12Cul2 — r 11си11)’
откуда
„ __Г21Си21 —k(ri2Ctti2—ГцСиц) ,
6 «22 — • (/ 4}
Г22
Значение г22 находим из соотношения r22/r2i по табл. 8.
Таблица 8
Соотношения размеров в колесах гидротрансформаторов
Турбина Реактор
Гидротрансформатор Насос Сту- пень 1 Сту- пень 2 Сту- пень 3 Ступень 1 Ступень 2
г 11
г 11 Г12 г»» Г Г 81 г 11
Гц Гц Г-3 1 Tai
Одноступенчатый с пространственными ло- патками 1,60 1,37 — — 0,5 1.0 — —
Одноступенчатый с ци- 1,68 1,3 — — 0,66 1.0 — —
линдрическими лопатка- ми и одним реактором Одноступенчатый с пространственными ло- патками и одним реакто- ром 2,25 0,94 — — 0,48 1.0 — —
Одноступенчатый с ци- 1,58* 1,15 — — 1,0 0,88 0,75 ] ,22
линдрическими лопатка- ми и двумя реакторами 1,82 0,93 1,08
Комплексный с двумя реакторами 1,5 0,67 — — 1,04 1,08
Трехступенчатый 1,58 1,18 0,995 0,5 1,0 0,89 0,89 1,1
* В числителе — для трансформатора ВНИТИ, в знаменателе — для транс-
форматора L-26 фирмы «Фойт».
Чаще всего величина си22, определяемая из уравнения (74),
оказывается отрицательной. Это означает, что при построении
треугольника скоростей значение си22 следует откладывать в сто-
рону, обратную окружной скорости.
141
Задаваясь отношением г22/г2ь определяем радиус г22 и окружную
скорость на выходе из турбины на оптимальном режиме
„ Я£>22«20
Зная скорости cM2i, U22 и cU22, строим треугольник скоростей на
^выходе из турбинного колеса (см. рис. 75), из которого получаем
значение Р22, или определяем его по уравнению
tgfe2= См21 • (75)
«22 — CU22
При проектировании гидротрансформаторов приходится варьи-
ровать величины г22 и 022 так, чтобы в пределах оптимальных габа-
ритных размеров угол 022 не был слишком мал. Действительный
угол наклона лопаток в турбинном колесе с учетом влияния обрат-
ного циркуляционного движения жидкости в каналах и взаимного
действия вращающегося турбинного колеса и невращающегося ре-
актора будет равен
fex=₽22-(2-^4°).
Ширину канала на выходе из турбинного колеса определим по
формуле
*22 = -------------7----, (76)
/ Z2S22 \
— “I 7" I см21
\ sin ^22/
где s22 — толщина лопатки на выходе, м.
Меридиональную скорость на выходе из турбинного колеса см?2
найдем из условия равенства расходов в канале на выходе из коле-
са и за колесом в безлопаточном пространстве. Расход на выходе
из колеса
Q = ^22 (я^22---2 Q2 ) £м2 1 •
\ Sin Р22/
Расход за колесом
Q = nZ)22^22^ м22»
откуда
_ 22 ( sinfe/ _ см21 _ см21
^м22 р. д ^м21 . >
JtZ>22^22 I «22
1 _ z2$22
11D22 sin З22
1
где а22 =---------------------коэффициент стеснения сечения канала
222S22
л£>22 sin Р22
телом лопаток на выходе из турбинного колеса.
142
Выразим скорость см22 через входную скорость см:
г см21 __«21«11 г
6м22— — — А2см>
«22 «12«22
где
„ __«21«11
Л2— •
«12«22
Расчет реактора (см. рис. 72, в). Конструкция насосного и турбин-
ного колес обусловливает геометрические размеры реактора, опре-
деление которых сводится к нахождению углов наклона лопаток на
входе и выходе. Соотношения диаметров в реакторе для гидротранс-
форматоров типичных конструкций приведены в табл. 8.
Устанавливая диаметры входа Z)31 и выхода D32f определяем шири-
ну канала на входе в реактор:
Q
(77)
&31 —
Л031<?м22
Угол наклона лопаток на входе в реактор а'31 предварительно
определяем из выражения
см22 см22
1g «31 =-------=--------------
си31 г22
си22
Г31
Число лопаток в .реакторе, так же как и в насосном колесе,
определяем по относительному шагу и относительной хорде по
формуле (64). Значения относительного шага и относительной
хорды даны в табл. 7.
Меридиональная скорость на входе в реактор cM3i с учетом
стеснения сечения канала телом лопаток определяют по аналогии
с насосным и турбинным колесами.из выражения
«11«21«31
^31 = Я31^м22 = -n-2-Ldl. = ХзСм,
«12«22
1
где a3i =----------------
I _ *3$31
лГ>31 sin a31
нала телом лопаток на входе в реактор; s3i — толщина лопатки ре-
актора на входе, м;
— коэффициент стеснения сечения ка-
«ц«21«31
Хз=----------•
«12«22
Меридиональную скорость в канале реактора принимают по-
стоянной, равной смаь
Уточняем угол a3j с учетом скорости смзь
+«- ГУ _ см31 см31 см31
lg «31 —----- ----------—-------------
^u31
г22
----Си22
''З!
Г22 /
--- «220
Г31 \
^мЗ
Jg ?22
(78)
143
Поправка на угол на входе в реактор не вводится, так как она
уже была введена для угла выхода из турбинного колеса. Поток
жидкости к реактору подойдет под расчетным углом р22, по кото-
рому и определен угол азь
Расчетный угол наклона лопатки на выходе из реактора азг
определяют из условия безударного входа в насосное колесо:
Действительный угол на выходе из реактора с учетом взаимного
колеса равен
а32д= а32 — (2н-40).
Ширину канала на выходе из реактора £32 определяют из вы-
ражения
Ьз2 = ----------------. (80)
~ *з532
Л£>32 — —--- СМ31
\ sin а32 /
где s32 — толщина лопатки реактора на выходе, м.
Треугольники скоростей на входе в реактор и выходе из него
даны на рис. 76.
2. ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА МНОГОСТУПЕНЧАТЫХ
И КОМПЛЕКСНЫХ ГИДРОТРАНСФОРМАТОРОВ
Расчет многоступенчатых гидротрансформаторов. Порядок рас-
чета насосного колеса многоступенчатого гидротрансформатора
ничем не отличается от приведенного выше расчета насосного ко-
леса одноступенчатого гидротрансформатора.
Момент насосного колеса трехступенчатого гидротрансформато-
ра выражается формулой
Л41 = -^-(г 12£и12 — Г ц£иц) = —-51 (Г12^«12“"г11^и22)- (81)
g g
Расчет ступеней турбинного колеса имеет свои особенности.
Крутящий момент турбинного колеса складывается из суммы кру-
тящих моментов ступеней турбины. Напишем выражения для кру-
тящих моментов турбинных колес трехступенчатого гидротрансфор-
матора.
144
Момент турбинного колеса первой ступени1
Л421 = (г 12^и12 — Г22^22) = — (г 12^12 — г22^22). (82)
g g
Момент турбинного колеса второй ступени
Л!211 = -^См (г21£н32 — Г22С1122) • (83)
g
Момент турбинного колеса третьей ступени
(84)
g
Моменты реакторов выразятся следующим образом.
Момент первого реактора
= ± ------ (/*31^u22— ^32^/1зг) . (85)
g
Момент второго реактора
Л4зп = ± (/“31^22 — г32^32) • (86)
g
Соотношения радиусов колес берут по табл. 8.
Целесообразно произвести следующее распределение момента
турбинного колеса по ступеням.
В двухступенчатом гидротрансформаторе:
для первой ступени турбины
тИ21=А^2,
о
для второй ступени турбины
О
В трехступенчатом гидротрансформаторе:
для первой и второй ступеней турбины
Af2I=Af2li= —М2;
8
для третьей ступени турбины
^2111 = 4” ^2-
4
При таком распределении моментов по ступеням турбинного
колеса происходит наиболее равномерный изгиб его лопаток. В ос-
тальном расчет колес многоступенчатых гидротрансформаторов
аналогичен расчету колес одноступенчатого гидротрансформатора.
Расчет комплексных гидротрансформаторов. Если комплексный
гидротрансформатор имеет один реактор, то расчет его производит-
1 Верхние индексы указывают на принадлежность к ступени колеса: I — пер-
вая; II — вторая; III — третья.
145
ся так же, как и обычного гидротрансформатора. Особенность рас-
чета комплексного гидротрансформатора с двумя реакторами,
имеющими механизмы свободного хода, состоит в определении
углов наклона лопаток в реакторах. Первым реактором будем счи-
тать реактор, расположенный за турбинным колесом, а вторым —
реактор, установленный перед насосным колесом (см. рис. 67).
После расчета насосного и турбинного колес (которые рассчи-
тывают обычным порядком) определяют углы входа в первый ре-
актор и выхода из второго реактора из условия первого расчетного
режима, т. е. когда оба реактора неподвижны. Изменение момента
количества движения потока жидкости, протекающего через реак-
торы, происходит в этом случае за счет углов наклона лопаток на
входе в первый реактор а31 и выходе из второго реактора а3£.
Угол наклона лопатки при входе в первый реактор
tg<4i =-----. (87)
См
Угол наклона лопатки при выходе из второго реактора
tga^=--------------------------. (88)
см
Здесь z/22o, ^но— окружные скорости турбинного колеса при выходе
и насосного колеса при входе на первом расчетном режиме.
Для второго расчетного режима, т. е. когда первый реактор
вращается, а второй неподвижен, считаем, что первый реактор вра-
щается со скоростью турбинного колеса.
Зная коэффициент трансформации момента на втором расчет-
ном режиме k, находим момент второго реактора
Л1зп =^М2 - Мг = (k - 1) Мг.
Тогда
' (г31^31 — ГюСм) = (г22^и22 ~ Г11 си\ 1) 1 )•
Определим с"31 — проекцию абсолютной скорости на входе во
второй реактор:
И (k — 1) (г22Са22 — ГпСцц) 4- Г^С^2
Gl31 =--------------------------- ,
ГИ
а по c"31 найдем угол наклона лопатки на входе во второй реак-
тор:
= (89)
С«31
146
Угол наклона лопатки на выходе из первого реактора а|2 найдем
по условию безударного входа во второй реактор:
tga^2=-------, (90)
I
где ^32—окружная скорость первого реактора на выходе для ча-
стоты вращения турбинного колеса, соответствующей второму рас-
четному режиму.
Поправка к расчетным углам, обусловленная обратным цирку-
ляционным движением жидкости в каналах и взаимным вращением
колес, производится так же, как для гидротрансформатора с не-
подвижным реактором.
3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ КОЛЕС
ГИДРОТРАНСФОРМАТОРА МЕТОДОМ ПОДОБИЯ [3]
Конструкцию гидротрансформатора отрабатывают на модели.
Для этого изготовляют несколько вариантов гидротрансформаторов
небольшой мощности. На основе результатов испытаний отбирают
модель гидротрансформатора, которая удовлетворяет заданным
условиям по характеристике и другим параметрам. По размерам
модели определяют размеры натурного образца. Если имеется рабо-
тающий гидротрансформатор, который удовлетворяет заданным
условиям, но выполнен на другую мощность, то при расчете его
принимают за модель.
Напишем выражения мощности гидротрансформаторов модели
(индекс «мод») и образца (индекс «нат»):
дг ТмодФмод^МОД и мод и дг УнатРнат^нат '/унат 1ГЮ 102^ нат
Так как расход Q^Fc^D2u^D3n,
а напор
то мощности можно представить в следующем виде:
__ л Умод^МОд^мод дт ____________ я Ун^^натпнат
мод м о д И 1V н ат — ат
^мод ^нат
где £>МОд и £>нат — активные диаметры (наибольшие диаметры по
кругу циркуляции) модели и натурного образца трансформатора;
^мод и Лнат — числовые множители.
147
Представим мощности в виде отношений
ТУмод ^модУ молимо д^мод7!» ат
ят атУ н ат^нат^нат7! мод
Принимая ЛМод=^нат, напишем выражение для активного диа-
метра искомого гидротрансформатора:
6 /Г
пя„=пиол1/ -г—• (91>
у NМОД Унат ^нат ^мод
В этом выражении величины Лнат и пПат заданы, неизвестно
только значение т]нат-
Найдем предварительное значение Опат, предположив, что
г|нат=т]МОд. После этого определим КПД г)пат.
Для определения КПД натурного образца А. П. Кудрявцев
[Ю, 14] предложил формулу
„ -I z, п \( лмод \°>25 /-Омох \0,5 /Q91
Пнат=1— О— Пмод) — • (У2)
\ Лнат / \ ^нат /
Определив г]Нат, уточняют значение по формуле (91). Раз-
мер /)Нат принимают за единицу, остальные размеры круга цирку-
ляции ВЫЧИСЛЯЮТ В ДОЛЯХ ОТ Днат.
В гидротрансформаторе натурного образца размеры круга цир-
куляции пропорциональны размерам круга циркуляции модели,
а углы наклона лопаток модели и образца одинаковые.
ГЛАВА VIII
ПОСТРОЕНИЕ ХАРАКТЕРИСТИК
ГИДРОТРАНСФОРМАТОРОВ
Внешние характеристики гидротрансформаторов представляют
собой графическую зависимость моментов насосного и турбинного
колес, чКПД гидротрансформатора и частоты вращения насосного
колеса от частоты вращения турбинного колеса. Следовательно, для
того чтобы построить характеристику гидротрансформатора, необ-
ходимо для каждого значения частоты вращения турбинного колеса
подсчитать моменты колес. КПД подсчитывают по моментам и ча-
стоте вращения колес.
Рассмотрим, какие величины необходимы для подсчета момен-
тов. Напишем выражения моментов колес гидротрансформатора.
Для одноступенчатого гидротрансформатора первого класса:
момент насосного колеса
^12YCm12 „
--------- г12 “12
g _ \
Х12^м12\ Х32^м12 ~ 1 .
[tg?i2/ tga32 J
(93)
момент турбинного колеса
Ж2
. Л2УСм12
g
Х22<>м12\
tg Р12 7
Х22См12
tg ₽22
— г22
(94)
Для одноступенчатого гидротрансформатора второго класса:
момент насосного колеса
Л1=£й»(Г]Г1 (95)
g L \ tg Pi2 / \ tg ргг / J
момент турбинного колеса
М2= [г21 г22 (дй--*М1. (96)
g I tg a32 \ tg ₽22 /J
Для трехступенчатого гидротрансформатора крутящие моменты
колес выражаются формулами (81) — (86).
КПД гидротрансформатора
„ ____Af2n2
Пгт-Л41Я1
= ki.
(97)
149
Из выражений моментов колес видим, что для их подсчета надо
знать закон изменения меридиональной скорости см в зависимости
от частоты вращения турбинного колеса п2. Этот закон находится
из уравнения баланса энергии для гидротрансформаторов различ-
ных типов.
Уравнение баланса энергии одноступенчатого гидротрансформа-
тора первого класса [19]:
Дс2м + Ясм + С=0. (98)
При коэффициентах удара <р= 1,0 и х= 1,0 коэффициенты А, Ви
С будут равны:
। _ 1 ГЛди / Mi___________I____М2 \ । h_ I Mi I М2 \ I
2 g L 8 \ sin2 sin2 Pi2^?i2 / 8 \sin2 ^21^21 sin2 p22Z?22/
I I Mi I М2 \ г / 1 I Д11 \2 J
8 \ sin2a31/?31 sin2 a32Z?32 / vtg a32 tg /
+ /_!__________+ +
\ tg ?21 tg ₽t2 / \‘g₽22 tga31/J
£=—[7-^12---------n.-f-221- + ^22—'l /г21;
g-60L\tgPi2 tgp12/ \ tg P21 tg a31 / J
C== —4— [(£>11 — £>12) я2 -|- (£>21 — £>22) Л2].
2 «oO2
Уравнение баланса энергии одноступенчатого гидротрансформа-
тора второго класса:
А^ + ^+С^О, (99)
где
Г М I Mi । М2 \ I М / Mi___________I___М2
I 8 \sin2 Рц/?ц sin2 Р12 /?12/ 8 \ sin2 ^21 ^?21 sin2p22^22
1 h / Mi______I___М2 \ 1 / 1 - 1 \2 1
8 k Sin2a31/?31 *" sin2a32Z?32 / \ tg £22 tg Pn /
+(-^+-Ч2+(—+-42|;
\ lg ₽12 tg a31 J \ tg a32 tg P21 / J
о я Г/ ^22 ) и ( ^12 1 £>11 ) » !•
g-60 L\tg₽n tg ₽21 / \tga31 tgPn) J
<^1 = 9 ‘ [(£>21 —£>11) «2 + (£>11 — £>12) П1].
2, • OU^
При определении меридиональной скорости см для различных
частот вращения турбинного колеса подсчитывают коэффициенты
уравнения баланса энергии В. С. В выражения коэффициентов
входят следующие параметры: Db D2 и bif b2 — диаметры колес (м)
и их ширина (см) на входе и выходе; Pi(ai), 02(a2) —углы наклона
лопаток на входе и выходе, град; /Ср — длина лопатки по средней
струйке, см; z — число лопаток; см — расчетная меридиональная
150
скорость, м/с; и w2— относительные скорости на лопатках на*
входе и выходе, м/с; ах и «2 — коэффициенты стеснения сечения
каналов телом лопатки на входе и выходе; а — средняя ширина в
меридиональном сечении, мм; и Т?2— гидравлические радиусы
каналов на входе и выходе, см; Xi и Л2—коэффициенты сопротив-
ления трению на входе и выходе.
После определения геометрических размеров колес вычерчивают
схему в круг циркуляции Г|ИДротрансформатора. На этой схеме
указывают длину лопаток колес по средней струйке Zb 12 и участки
дискового трения 1—IV.
Рис. 77. Схема гидро- Рис. 78. Схема сечения Рис. 79. Схема диска^
трансформатора первого межлопаточного канала вращающегося в кожухе
класса
В качестве примера на рис. 77 приведена схема гидротрансфор-
матора первого класса.
Для нахождения относительных скоростей на лопатках для на-
сосов и турбин служит формула
sin 3
а для реактора
<w = .
sin а
Гидравлический радиус подсчитывают по формуле
7.
где F — площадь живого сечения межлопаточного канала (F = bc);
b — ширина межлопаточного канала; с — нормальное расстояние
между лопатками (рис. 78); c=(t—a) sin Р; t — шаг лопатки; о —
толщина лопатки по шагу (см. рис. 78); o=s/sinp; 5 — нормаль-
ная толщина лопатки; х — смоченный периметр; х = 2(с + &) =2[(/—
—о) sin р + ЭД.
151.
Подставляя значения площади и смоченного периметра в фор-
мулу гидравлического радиуса, получим
q___ Ьс _____ b (t — a) sin 3
~ 2 (Z> + с) ~2 [/> + if — *) sin ?] *
Коэффициенты сопротивления трению X в зависимости от состо-
яния поверхностей каналов подсчитывают для гладких каналов по
формуле Блазиуса, а для шероховатых — по формуле Мизеса, при-
чем кинематический коэффициент вязкости v определяют для вы-
бранной рабочей жидкости при ее допустимой температуре. Осталь-
ные параметры, необходимые для подсчета коэффициентов А, В и
С, берут из расчета геометрических размеров колес.
По подсчитанным коэффициентам Л, В и С для различной часто-
ты вращения турбинного колеса определяют меридиональные ско-
рости. Окружные скорости подсчитывают по известной формуле
nDn
Таким образом определяют все параметры для подсчета момен-
тов насосного Мх и турбинного М2 колес. Моменты в зависимости
от типа гидротрансформатора подсчитывают по формулам (93) —
(96). Эти моменты передаются колесам только циркулирующей
жидкостью. В гидротрансформаторах, кроме того, имеют место
моменты, возникающие в результате наличия дискового трения.
Момент сопротивления трения для одной стороны диска выра-
жается формулой (рис. 79)
Л4Д = f&rW, (100)
где — коэффициент трения; q— плотность жидкости, кг-с2/м4; г —
радиус диска, м; со — угловая 'скорость, с-1.
Коэффициент трения /д, по исследованиям Шульца и Грюнова,
является функцией числа Рейнольдса, которое в данном случае оп-
ределяется по формуле
Для ламинарного режима
Re < 2 • 104;
/д= ——И Re (—У [ 0,0146 + (— У 0,12561,
Re s \ г ) L \ г ) J
где $ — расстояние между диском и стенкой кожуха.
Для турбулентного режима (Re>2-104) коэффициент трения
, 0,0465 . 1,334 TZ
/д=~5~д_ , з при переходном режиме /л= . Коэффи-
/Re 1
циент /д зависит также от отношения s/r; с увеличением этого от-
ношения коэффициент /д уменьшается.
152
Момент трения цилиндрической поверхности Ми учитывается вы-
ражением
л, 0,062 д о J
-у/~ Re
где b и г — ширина и радиус цилиндрической поверхности, м.
Рассмотрим теперь выражение моментов дискового трения в
гидротрансформаторе первого класса (см. рис. 77). Отметим участ-
ки трения поверхностей о жидкость цифрами I, II, III и IV. Будем
учитывать только моменты сопротивления трению, возникающие от
боковых поверхностей вращения. На первом участке момент обоз-
начим Мд и выразим его формулой
(«!-«2)2. (101)
Момент Мд, возникающий на насосном колесе, передается тур-
бинному колесу; потеря энергии на этом участке будет определять-
ся скольжением насосного колеса относительно турбинного.
На участках II, III и IV дисковое трение оказывает сопротивле-
ние вращению колес, а энергия, затрачиваемая на это сопротивле-
ние, является потерянной.
Момент сопротивления на участке III назовем моментом сопро-
тивления насосного колеса и выразим его формулой
^С1 = /И2^ (102)
На участках II и IV трение на поверхностях вращения тормозит
турбинное колесо и уменьшает на его валу момент.
Выражение момента сопротивления турбинного колеса для двух
боковых поверхностей вращения будет иметь вид
Mc2 = 2/2q4^4 (ЮЗ)
Полный момент нагружения дизеля без учета сопротивлений в
подшипниках и сальниках
М^М^Мд+Мер (104)
Момент, который может быть снят с турбинного вала без учета
сопротивлений в подшипниках и сальниках, определяют так:
М; = М2 + Мд-Мс2. (105)
Мощности на ведущем и ведомом валах находят из уравнений
ЛГ,= *!.:
102 102j
КПД гидротрансформатора определяют по формуле
(106)
(107)
153
По результатам подсчета строят внешнюю характеристику гид-
ротрансформатора (рис. 80).
Универсальную характеристику гидротрансформатора получают
путем пересчета с внешней характеристики. Универсальной харак-
теристикой гидротрансформатора называют графическую зависи-
мость моментов насосного и турбинного колес от частоты вращения
турбинного колеса для разных частот вращения 'насосного колеса.
Пересчет производят следующим образом. Пусть на внешней ха-
Рис. 80. Внешняя характеристика ги-
дротрансформатора
Рис. 81. Построение универ-
сальной характеристики гидро-
трансформатора
рактеристике имеется точка С (рис. 81). В этой точке момент тур-
бины будет Л42—1 при частоте вращения насосного колеса Если
изменить частоту вращения насосного колеса и сделать ее равной
П1-2 (причем ni-2<ni-i). то момент изменится пропорционально
отношению квадратов частот вращения.
Моменты турбинного колеса М2~i при и М2_2 при пi_2 можно
выразить при помощи коэффициента момента турбинного колеса
Х2 следующими формулами;
Л42—1 — ь ^2— 2 = ^2Y^5^1— 2,
откуда
Л42_2=Л42_1
\ «1-1 /
(108)
Частоту вращения турбинного колеса п2_2, при которой надо
отложить момент Л12_2, найдем из равенства КПД гидротрансфор-
матора Спгт2-1 = ,Пгт2-2) при частотах вращения турбинного колеса
n2-i и п2_2:
„ __^2-1«2-1 . ~ __Л42-2«2-2
Нгт2—1 > Лгт2—2 ., ~ »
^1—1«1—1 М1_2«1— 2
154
откуда
Л12—1П2—1 Л42—2^2—2
Л41—1П1—1 Л41-2П1-2
Подставив в это выражение значения моментов насосного колеса
Mi-i при /21-1 и Л!1-2 при П\_2:
Mx_-i = 'k1yD^n\-v, Л41_2 = Х1уА>5П1-2,
получим
^2-1 П2-2
П1-1 П1-2
откуда
п2_2 = п2_^. (109)
П1-1
Таким же образом определяют другие моменты турбинного и
насосного колес и частоту вращения турбинного колеса для задан-
ной частоты вращения насосного колеса.
Если имеется кривая момента насосного колеса Ali-i при часто-
те вращения П\-\, то кривую момента насосного колеса Л^-2 при
частоте вращения ni-2 найдем из соотношения
М1—2 /П1—2 \2
Mi-i U1-1 / ’
откуда
л41_2=л11_1 (но)
\П1-1 >
Для каждой частоты вращения турбинного колеса п2 подсчиты-
вают КПД гидротрансформатора:
М2п2
гт М1П1 ’
Полученные данные позволяют построить универсальную ха-
рактеристику гидротрансформатора (рис. 82).
Уравнение баланса энергии многоступенчатых гидротрансформа-
торов. Для трехступенчатого гидротрансформатора (рис. 83), если
учитывать только потери напора на трение и удар, уравнение изме-
нения расхода Q в зависимости от передаточного 'отношения и гео-
метрических размеров каналов колес будет иметь вид
AQ2 - 2Ш1 (В + CZ) Q - <4 (D + Ei - ФР) = 0,
откуда
Q = [(£4- Ci) + |/(В + Ci)2 + A(D-]-Ei- ФР), (111)
где коэффициенты имеют следующие значения;
А=1—!------------!— У+(—1______________+
\ Л tg 31 Л2 tg Р12 / \ ^2 tg Зз ^2 tg 32 /
155
Рис. §2. Универсальная характеристика
гидротрансформатора
Рис. 83. Схема трехступенчатого
гидротрансформатора:
/—насосное колесо: 2—турбинное коле-
со первой ступени; 3—первый реактор?
2'—турбинное колесо второй ступени;
3'—второй реактор; 2"—турбинное ко-
лесо третьей ступени
1
1
/?2________#12 \__
V tg Pl /?12tgP12? k#2*gp2 #12 tg P12 /
-T?2(—!-------------5—);
\ #3 tg ?3 #2 tg p2 )
R%__________R4 I Rs_____________Rb 1 #10_______#12
#2tg?2 #4 tg &4 R& tg 06 ^**8 tg 08 Ao tg 010 A2 tg 312
о I 1 1 \ 1 n / 1 1 \
A tg 02 /
1 \
I tg Pi Л2 tg P12 ,
1 1
. /=3tg03
1
^7 ‘g ₽7 Ъ tg ?6
I 1 1
^5*gp5 ^4 tg ?4
_р /_J_________1 _____________
8\F,tg₽» F8tgp8 У ’r'A,4F11tgfl11 F10tg810/’
d=rI-rI,
156
Е=+ 2R2R3 - 2Rl2 - 2Rl-,
5a=.$+/?|+;
здесь F — площади живого сечения; R — радиусы колес; 0 — углы
наклона лопаток колес.
Углы наклона лопаток всех колес измеряют между вектором,
обратным по направлению вектору окружной скорости, и касатель-
Рис. 84. Круг циркуляции и развертка лопаток комплек-
сного гидротрансформатора
ной к лопатке. При обозначении углов наклона лопаток в колесах
гидротрансформатора приняты следующие индексы (см. рис. 83):
Вход Выход
Насосное колесо................................. 1 2
Первое турбинное колесо ........................ 3 4
Первый направляющий аппарат..................... 5 6
Второе турбинное колесо ........................ 7 8
Второй направляющий аппарат..................... 9 10
Третье турбинное колесо........................ 11 12
Для двухступенчатого гидротрансформатора с направляющим
аппаратом, расположенным перед входом в насосное колесо, члены
уравнения (111), относящиеся к турбинному колесу третьей ступе-
ни, исключаются.
Уравнение баланса энергии комплексного гидротрансформатора.
Рассмотрим комплексный гидротрансформатор (рис. 84), имеющий
два реактора, соединенных с механизмами свободного хода по ме-
тоду Студзинского [25].
Учитывая малый размер зазоров по отношению к радиусу, мож-
но сделать допущение, что радиусы выхода потока с лопаток пред-
шествующего колеса равны радиусам на входе в следующее коле-
со. Допуская далее, что через все лопаточные венцы проходит оди-
наковое количество жидкости в единицу времени, баланс энергии
жидкости гидротрансформатора представим в следующем виде:
//,-//,-2^-2^=°-
Подставляя в уравнение выражения для напоров и потерь, по-
лучим окончательно
157
+ 2 [(cig Pi2 — ctg a32 — (ctg p12 — ctg P22j i —
— — (ctg ₽n — ctg a32 „) — (Z — 1) (ctg p21 — ctg P12)—
Гь
- (ctg a3n - ctg P22) (X3I - /)+— (Ctg a311I - ctg a32,) x3ll о —
гь rb J
— (ctg P11 — ctg a32 и)2 — (ctg P21 — ctg 812)2 — (ctg a31, - ctg ₽22)2 —
—(ctg а3ш __ctg a321)2 —0,1 Г —y—- +-4—+—;------1=0, (112)
|_Sin2p12 Sin2₽22 Sin a32 n J
где а = ^1г/^м; X — передаточное отношение реакторов.
ГЛАВА IX
РЕГУЛИРОВАНИЕ РАБОТЫ
ГИДРОТРАНСФОРМАТОРОВ
Частоту вращения турбинного колеса гидротрансформатора
можно регулировать: 1) изменением частоты вращения главного
двигателя (насосного колеса) при заполненном жидкостью круга
циркуляции гидротрансформатора; 2) изменением наполнения кру-
га циркуляции; 3) механическим воздействием на поток жидкости
в заполненном круге циркуляции при постоянной частоте вращения
главного вала двигателя.
Регулирование изменением частоты вращения насосного колеса.
Изменение частоты вращения насосного колеса возможно в том
случае, если двигатель регулируется по частоте вращения. Момен-
ты насосного и турбинного колес изменяются при этом пропорци-
онально квадрату частоты вращения насосного колеса. Характер
кривой КПД гидротрансформатора на частичных режимах остает-
ся таким же, как и при номинальной частоте вращения насосного
колеса.
Если при регулировании гидротрансформатора изменением ча-
стоты вращения вала двигателя пд число Рейнольдса составляет
Re>35-104, то максимальное значение гидравлического КПД гидро-
трансформатора также не изменяется.
Регулирование изменением частоты вращения насосного вала
двигателя является экономичным (см. рис. 82) и широко применя-
ется на транспортных машинах (тепловозах, автомобилях, тракто-
рах, экскаваторах), где в качестве двигателей используются ди-
зельные двигатели.
Регулирование изменением наполнения. В тепловозной лабора-
тории МВТУ им. Н. Э. Баумана была получена характеристика мо-
дели гидротрансформатора (рис. 85) при ее регулировании измене-
нием наполнения при постоянных частотах вращения насосного
колеса.
Характер кривых момента на рис. 85 подобен соответствующим
кривым при регулировании изменением частоты вращения, однако
кривые КПД гидротрансформатора резко отличаются от кривых
КПД при регулировании изменением частоты вращения насосного
колеса. Небольшой слив масла из круга циркуляции приводит к
резкому падению вторичного момента и к значительному уменьше-
нию КПД гидротрансформатора. Слив 20% масла от объема в кру-
159
ге циркуляции (q=0,8) приводит к уменьшению момента на валу
турбинного колеса при лг2=0 до номинального момента насосного
колеса, а КПД уменьшается почти вдвое. Зависимость максималь-
ного КПД от частоты вращения вала турбинного колеса при регу-
лировании изменением наполнения протекает по параболическому
закону (штриховая линия на рис. 85).
Рис. 85. Характеристики модели
гидротрансформатора с активным
диаметром 340 мм при различном
заполнении жидкостью (и —
= 935 об/мин):
1—4—значения М2 и Г)гт; 5—8—значе-
ния М\ соответственно при 9=1,0; 0,9;
0,8 и 0,7
Рис. 86. Характеристики трех-
ступенчатого гидротрансформа-
тора с поворотными лопатками
в насосном колесе (1—6 — мо-
менты и соответствующие им
КПД гидротрансформатора при
разных положениях лопаток)
Из изложенного видно, что регулирование методом изменения
наполнения неэкономично и поэтому применяется редко.
Регулирование механическим воздействием на поток в круге
циркуляции. При постоянной частоте вращения двигателя и запол-
ненном жидкостью гидротрансформаторе частоту вращения вала
турбинного колеса можно регулировать двумя способами: поворо-
том лопаток колес гидротрансформатора и применением дроссель-
ных заслонок. Поворот лопаток может осуществляться во всех
колесах гидротрансформатора, но в большинстве конструкций по-
воротные лопатки устанавливаются или в насосном колесе или в
реакторе.
На кафедре локомотивостроения МВТУ им. Н. Э. Баумана про-
ведены испытания трехступенчатого гидротрансформатора с актив-
ным диаметром 624 мм при постоянной частоте вращения насосно-
го колеса (ni = 1800 об/мин) и различных положениях лопаток.
Результаты испытаний (рис. 86) показывают, что регулирование
160
гидротрансформатора поворотом лопаток в насосном колесе менее
экономично, чем регулирование изменением частоты вращения на-
сосного колеса, но более экономично, чем регулирование изменени-
ем наполнения. Так, например, при уменьшении передаваемой гид-
ротрансформатором мощности до половины от номинальной макси-
мальное значение КПД снижается всего на 12% против максималь-
ного значения КПД при полной мощности. При регулировании
наполнением для подобного режима КПД снижается на 50% (см
рис. 85).
Рис. 87. Характеристика гидро-
трансформатора с поворотными ло-
патками в реакторе (/—8—поло-
жения лопаток)
Рис. 88. Характеристика ги-
дротрансформатора с пово-
ротными лопатками в реак-
торе:
1—полное открытие лопаток; 2—
частичное открытие лопаток; 3—
полное закрытие лопаток
Поворот лопаток реактора. На кафедре локомотивостроения
МВТУ им. Н. Э. Баумана проведены также испытания двух одно-
ступенчатых гидротрансформаторов с поворотными лопатками в
реакторе. Характеристики гидротрансформатора (рис. 87) с актив-
ным диаметром 290 мм при постоянной частоте вращения насосного
колеса (л^ЗООО об/мин) показывают, что поворотом лопаток
только в реакторе нельзя достичь расширения зоны высокого зна-
чения КПД и увеличения его максимального значения. Момент на
турбинном колесе увеличивается при одновременном увеличении
момента на насосном колесе и снижении КПД.
С точки зрения изменения силового диапазона гидротрансфор-
матора, т. е. передаваемых им моментов, метод регулирования пово-
ротом лопаток реактора является эффективным, если при этом
двигатель может допускать перегрузку. Наибольшее эффективное
регулирование получается в гидротрансформаторах с двумя реак-
торами. Поворот лопаток осуществляется во втором реакторе. Ло-
161
латки первого реактора неподвижны. Характеристика такого гидро-
трансформатора приведена на рис. 88.
Регулирование дроссельной заслонкой (рис. 89), перекрываю-
щей поток жидкости в насосном колесе. Об экономичности этого
2
Рис. 89. Схема гидротранс-
форматора с круглой заслон-
кой:
Рис. 90. Характеристика ги-
дротрансформатора при ре-
гулировании заслонкой
(л1 = 800 об/мин=const):
/—полное открытие заслонки;
2—заслонка закрыта на 75%
/—ведущий вал; 2—заслонка;
3—ведомый вал
способа регулирования можно судить по приведенной характери-
стике модели гидротрансформатора (рис. 90), полученной при ис-
пытании в тепловозной лаборатории МВТУ им. Н. Э. Баумана.
Механическое регулирование поворотом лопаток в насосном
колесе и реакторе более эффективно, чем регулирование дроссель-
ной заслонкой.
В заключение отметим, что при нерегулируемом двигателе наи-
более устойчивое регулирование гидротрансформаторов достигает-
ся механическим способом. Поворот лопаток в насосном колесе и
дроссельные заслонки могут применяться при переключении сту-
пеней скоростей в механических передачах и пуске двигателей.
162
ГЛАВА X
ПРОФИЛИРОВАНИЕ ЛОПАТОК,
ИЗГОТОВЛЕНИЕ РАБОЧИХ КОЛЕС
ГИДРОТРАНСФОРМАТОРОВ И конструкции
ГИДРОПЕРЕДАЧ ТЕПЛОВОЗОВ
1. ПРОФИЛИРОВАНИЕ ЛОПАТОК КОЛЕС ГИДРОТРАНСФОРМАТОРОВ
Лопатки колес гидротрансформаторов могут иметь пространст-
венную или цилиндрическую форму. Цилиндрические лопатки гид-
ротрансформаторов профилируются аналогично лопаткам газовых
турбин и осевых компрессоров. Пространственные лопатки профи-
лируют двумя методами: методом конформного изображения и по
точкам.
Профилирование пространственных лопаток. Метод проф.
А. П. Кудрявцева ,[14] основан на конформном изображении. Гра-
ничные линии тока канала колеса гидротрансформатора (рис. 91,6)
a2g2 и сЖ делят на равные части Дх (точки деления обозначены на
рисунке цифрами 0—11).
Радиусами, равными расстояниям от оси z—z до точек деления,
в плоскости, перпендикулярной оси, проводят концентрические ок-
ружности (рис. 91, а). Затем отдельно (рис. 91, в) проводят ряд
параллельных прямых на расстоянии Дх одна от другой. Под угла-
ми р2 и 0! к крайним линиям (соответственно 0 и 6) проводят пря-
мые так, чтобы они пересекались в пределах 0—6 и их отрезки при
этом были бы примерно равны. После сопряжения отрезков полу-
чают кривую а3£3, представляющую конформное, т. е. равноуголь-
ное, изображение на плоскости пространственной линии тока aigr
с сохранением действительных значений углов входа и выхода. Из
точек а3, 63,..., f3 пересечения кривой с прямыми 0—6 опускают
перпендикуляры. Расстояния от точек пересечения до перпендику-
ляров обозначены Дпь Дп2,... Д^б (см. рис. 91, в).
Для изображения линий тока в плоскости колеса берут на
окружности (см. рис. 91, а) произвольную точку ах и соединяют ее
с центром окружности 0. На окружности 1 от радиуса 0ах откла-
дывают отрезок Дпг, полученная точка Ь{ будет соответствовать
точке Ь3 кривой на конформной сетке. От радиуса 0Ъ\ на окружно-
сти 2 откладывают величину Дп2 и получают точку сх. От радиуса 0сх
на окружности 3 откладывают величину Дп3 и получают точку сЦ.
Продолжая построение таким же образом на остальных окружно-
стях, получают точки d\, eif fb g{. Соединяя эти точки, получают
плавную кривую которая является отображением a2g2 линии
тока. Таким же образом строят в поперечном сечении все линии
тока.
1G3
на вертикаль и получают
Рис. 92. Построение профи-
ля лопатки по точкам
Для получения шаблона, по которому можно изготовить стерж-
невой ящик для формовки лопаток (в случае их отливки) или мат-
риц и пуансонов (в случае изготовления лопаток штамповкой),
применяют следующий способ. На поперечном сечении (рис. 91, г)
наносят слои меридиональных плоскостей сечения лопаток, которые
изображаются радиусами 01, 02, 03 и т. д., расположенными по
окружности через одинаковые углы dtp.
Точку а, находящуюся на линии тока I—I в поперечном сечении
(см. рис. 91,а), переносят радиусом Оа
точку а', проектируя которую по гори-
зонтали на линию тока I—I в мериди-
ональном сечении, получают точку а/'.
Точку rf, принадлежащую линии тока
II—II в поперечном сечении, перено-
сят таким же образом в меридиональ-
ное сечение, получая точку d". Точку
а" в меридиональном сечении соединя-
ют с точкой d". Линия a"d" является
граничной линией лопатки.
По данному чертежу изготовляют
деревянные клинья 0—1—2, 0—2—5,
О—3—4 и т. д. Каждый клин обрезают
у периферии по очертанию соответст-
вующей меридионали и граничным ли-
ниям лопаток. Заготовленные клинья
склеивают в последовательности их расположения на чертеже; об-
работав выступы, получают гладкую пространственную поверх-
ность лопатки. По такому шаблону изготовляют стержневой ящик
или штамп.
Профилирование по точкам. При профилировании лопаток по
точкам задаются законами изменения относительной скорости w и
толщины лопатки s в зависимости от расстояния по длине I сред-
ней линии канала. Относительная скорость от входа до выхода
должна изменяться плавно. Зная зависимости w, см и s по длине
канала, можно определить угол наклона лопатки в любой точке по
формуле
sin Р=-^-+ — .
W t
Дифференциальное уравнение средней линии контура лопатки в
плане (рис. 92) имеет вид
откуда
165
Проинтегрировав это выражение, получим
т
С dr
?= I ----•
J г tgp
Кл
Величины р и s в функции от г задаются в виде графика, и
тогда интегрирование производится в численной форме. Обозначая
определим приращение центрального угла Дср^
дТ|= в, + вм (ИЗ)
где Дг< — приращение радиуса; В, и Bi+i — подынтегральная функ-
ция в начале и конце рассматриваемого участка.
Суммируя отдельные значения приращений центрального угла,
получим значение центрального угла <рк для радиуса:
Т.= Д‘+2В'41 Аг, (114)
Определив фк как функцию от г, строят по точкам в плане сред-
нюю линию лопатки. Зная закон изменения толщины лопатки по
средней линии, вычерчивают контур лопатки.
Профилирование цилиндрических лопаток1 [3, 20]. Гидротранс-
форматоры с цилиндрическими лопатками отличаются возможно-
стью точной установки механически обработанных лопаток, что
обеспечивает их высокую экономичность.
В результате гидродинамического расчета гидротрансформатора
определяют параметры круговых решеток (гь r2, Рь Рг, ?)-
Определим основные- геометрические зависимости цилиндриче-
ских лопаток2 (рис. 93):
Y14-Y2“ha4= 180°;
2л 360°
аш =-----=— ;
Z Z
/1=2ЛГ1; (116)
Z Z
Х1 = 90° + ?1-у1; (117)
Х2=90°-₽2-У2- (118)
Из треугольников 1В2 и 1В0 имеем
Z sin у2 = ri sin аЛ, (119)
1 Если средняя линия лопатки располагается внутри треугольника 012
(штриховая линия на рис. 93), а также при r2<fi (центростремительная решет-
ка), геометрические зависимости и построение остаются теми же, но в расчет-
ных формулах необходимо изменить индексы соответственно расположению ло-
патки.
2 Метод С. С. Голованова, Т. А. Сухорцева и И. Ф. Семичастнова.
166
из треугольников 6А1 и 0А2
т\ sin Yi = r2 sin у2 или sin у2 = —sin уР (120)
/*2
Угол у2 имеет максимальное значение (см. рис. 93) при yimin =
= 90°, т. е. когда хорда совмещена с касательной к окружности г\.
Тогда
Y2max = arcsin-1- .
>*2
Рис. 93. Геометрические зависимости
для круговой решетки:
/—длина хорды профиля; а и Ь—расстоя-
ния, определяющие положение максималь-
ного прогиба в средней линии профиля;
Pi и р2—углы на входе и выходе из коле-
са; %1 и Хг—углы, образованные средней
линией и хордой профиля; и Уг—углы
установки профильной хорды; ал—угол
охвата профиля; аш—шаговый угол; 6 и
/2—шаги лопаток на входе (внутренний)
и на выходе (наружный); гх и г2—радиу-
сы на входе и выходе из колеса (все раз-
меры — в мм, а углы — в град)
(121)
Построение профиля лопатки начинается с построения средней
линии.
Построение средней линии профиля методом двух дуг окружно-
сти. Средняя линия лопатки может очерчиваться двумя дугами ок-
ружности (в частном случае — одной дугой и прямой), одной дугой
окружности, отрезком параболы или логарифмической спирали, а
также прямой линией (для прямолинейной лопатки).
Линии С1 и С2 в подобных треугольниках Е02С и C1D (рис. 94)
являются соответственно биссектрисами углов и %2.
Максимальная стрела прогиба дуги (из треугольников DC1 и
DC2)
CD=aig-^-=btg~ ;
отсюда
h ~‘
0 Y1
tgf
Подставляя в это уравнение значения углов и %2 из формул
(117) и (118), имеем
167
90° — ₽2-Y2
. tg---------9-----
±-=----------f-----. (123)
* 90° +?!-?!
tg------1-----
Из треугольников IDO^ и 2D0\ следует, что
a=7?isinxi; Z> = /?2 sin яг- (124)
При построении средней линии профиля rb r2, ₽i° ₽2° и z дол ж-
нм быть известными. Задаваясь отношением alb, необходимо опре-
Рис. 94. Постр оение средней линии
профиля лопатки методом двух
дуг окружности
делить Yi, у2, Хь Х2, «л» 1» а» b, Ru
R2. Предварительно устанавлива-
ются возможные пределы угла уз-
Максимальное значение угшах опре-
делится из уравнения (121), а ми-
нимальное У2П11П — из условия afb
(в лопаточных, машинах обычно
а= (0,44-0,5) I и, следовательно,
a/d=0,664-l).
Из условия а/&=1 с учетом фор-
мулы (123) следует
90° —?2 —y2min = 90°-bP1 —Y1
или
Y1 — Y2min + ?1 +
Подставляя это значение в урав-
нение (120), имеем
sin KftzH- Pi) + Yil = — sin у2т1в
п
или
sin(₽i + ₽2) cos у2т1п + cos (Pi + p2) sin y2mln = — sin y2mln;
tg Y2 [ — cos (Pi + p2)j = sin (pj + p2),
отсюда
y2min=arctg r sin (P1 + fe)-. (125)
— —cos (31 +З2)
r 1
Искомый угол у2 определяется решением системы уравнений
(120) и (123), которую лучше решать графически. Для этого зада-
ются значения у2 в пределах между у2тах и y2miri; по уравнению
(120) определяют соответствующие значения Y1 и по уравнению
(123) строят графическую зависимость alb от у2 (рис. 95), откуда
находят искомое значение угла у2 по заданной величине alb.
168
Из уравнения (120) для найденного угла у2 определяют уь
у1==180о — arcsin— sin у2. (126)
п
Значения ал, Xi и Х2 определяются по формулам (115), (118),
длина хорды I и радиусы и Т?2 —из уравнений (L19) и (124).
Вычисленных данных достаточно для точного построения сред-
ней линии профиля двумя дугами окружности.
Рис. 95. График определения
угла у2
Рис. 96. Построение средней ли-
нии профиля лопатки методом
одной дуги окружности
Метод одной дуги окружности. При данном методе построения
(рис. 96) предполагается а/&=1, т. е. а=&=0,5. ~
равен у2т1п из уравнения (125), а значения уц и
найдены по уравнениям (115), (116) и (126).
Находим угол х('х=90°—02—У2 = 90°+Д1—y.i) и
1 Sin CL JT z-ч •
I = rt---=2R sin x>
sin Y2
Тогда угол уз
ал могут быть
длину хорды
откуда
I sin сСд
2 sin х 2 sin % sin y2
Метод параболы (рис. 97). Особенностями геометрии этого ме-
тода являются два условия: 1) Xi + X2 = 6, где 0 — угол поворота
средней линии лопатки; обычно считают %i = 0,6 0, %2 = О,4 0, что со-
ответствует отношению а/& = 0,45; 2) для малоизогнутых профилей
Уравнением средней линии профиля считают
л2 4- хВ
* ЪАх+С
где Д = ctgx2--ctgX1 . B=_t. c==/ctg-Zi>
(127)
(128)
2
а за начало координат принята точка 1.
169
Углы Yi и у2 определяются с учетом соотношения
2i_=oi60=1 5
7.2 0,40
подставив в которое значения %] и хг из формул (117) и (Ы8),
получаем
Х1 90° + Р1 —Yi (10Q\
Х2 9О°-02-У2 ' }
Искомый угол у2 определяется решением системы уравнений
(120) и (129), которую лучше решать графически. Для этого, за-
Рис. 97. Построение средней
линии профиля лопатки ме-
тодом параболы
Рис. 98. Построение сред-
ней линии профиля ло-
патки методом логариф-
мической спирали
даваясь значениями уг, по уравнению (120) определяют соответству-
ющие значения yi и по уравнению (129) значения 71/72, а затем
строят графическую зависимость 71У72 от у2 аналогично рис. 95. По
выбранному отношению Х1/72 определяют искомый угол уг-
После этого по формулам (115) — (118) и (126) подсчитывают
значения углов уь ал, 71» Х2 и по уравнению (119) длину хорды /.
Параболу /строят по уравнению (128), считая точку 1 началом
координат, а осью 7 — направленные хорды I.
Метод логарифмической спирали (рис. 98). По логарифмической
спирали образуются средние линии профиля лопаток насосных ко-
лес, у которых Pi = ^2, причем угол р сохраняется постоянным на
любом радиусе логарифмической спирали
г=аеш<р, где m=ig
Если за начало отсчета углов принять ось 6—1, то для этого на-
правления фи=О, и, следовательно, гх = а.
170
99)
(131)
(132)
(133)
Окончательное уравнение средней линии профиля имеет вид
(130)
Для того чтобы построить линию профиля, от оси 0—1 отклады-
вают углы фь ф2, ф2г (см. рис. 98). По формуле (130) подсчи-
тывают значения соответствующих радиусов, откладывая которые
получают точки логарифмической спирали.
Прямолинейная лопатка. Основные геометрические соотношения
для прямолинейной лопатки (рис.
Yi = 90° + ₽i;
у2 = 9О°-02;
ал = 180° — (Yj + у2)=₽2 — Pi-
Подставляя в уравнение (120)
ния yi и уг из формул (132) и
получим
г2 sin (90е — р2) = И sin (90° -|-
или
прямолинейной лопатки
(/ и 2—точки входа и
выхода)
значе-
(131),
(134)
COS ?2 = — sin ₽!•
Г2
Данные гидродинамического расчета
необходимо скорректировать так, чтобы
удовлетворялось равенство (134); тогда
Уь У2, ал, I определяются из уравнений
(131), (133) и (119).
Порядок построения профиля лопатки. Одним из рассматривае-
мых выше методов определяются геометрические размеры круговой
решетки и строится средняя линия профиля. Подсчитывается длина
средней линии профиля ZM:
для двух дуг окружности
1 —I аул
4М
\Sin 11
^7.2 \ я .
sin Х2 / 180°
для одной дуги окружности
Z =• bl п •
м sin X 180° ’
для параболы
__ Z6 я
Г 180° ’
2jSin —
Затем выбирают значения и , по которым определяются
I &тах
Отах — максимальный диаметр окружности, вписанной в профиль
лопатки, и Гвых — выходной радиус профиля лопатки.
171
Выбирают график наращивания профиля лопатки, т. е. зави-
симость относительной толщины 6п/бтах профиля в сечении п от
относительной длины /п//м средней линии профиля.
На среднюю линию профиля наносятся окружности диаметром
6П и проводится огибающая этих окружностей — линия профиля.
2. ИЗГОТОВЛЕНИЕ РАБОЧИХ КОЛЕС
При ‘изготовлении рабочих колес [20] гидротрансформаторов
необходимо строгое соблюдение формы профиля лопатки и точности
ее установки в рабочем колесе; формы и размеров канала и рав-
номерности распределения лопаток по окружности колеса; чистоты
поверхности внутренних каналов; точности размеров посадочных
поверхностей, лабиринтных уплотнений и других элементов колеса
в соответствии с требованием чертежа; заданных зазоров для
уменьшения утечек и щелевой кавитации.
Рассмотрим основные способы изготовления рабочих колес и
применяемые при этом материалы.
Изготовление колес гидротрансформаторов с пространственной
лопастной системой и колес гидромуфты. Рабочие колеса гидро-
трансформаторов с пространственной лопастной системой, а также
колеса гидромуфт изготовляются литьем или штамповкой лопаток
с последующей пайкой, сваркой, клепкой или развальцовкой.
Колеса со штампованными лопатками толщиной 0,8—1,5 мм
применяются при передаче небольших мощностей.
Для лопаток, изготовляемых штамповкой, применяют малоугле-
родистые стали 20, 45 и др. Однако колеса со штампованными ло-
патками имеют меньший запас прочности по сравнению с литыми
колесами.
Изготовление рабочих колес гидротрансформаторов и гидромуфт
литьем мало чем отличается от изготовления колес турбомашин
других типов. После отливки колеса обрабатываются.
Для изготовления рабочих колес литьем применяют следующие
материалы.
Серый и ковкий чугуны, которые имеют низкую чувстви-
тельность к надрезам, большую циклическую вязкость, высокое со-
противление износу, хорошие антикоррозионные свойства, а также
низкую стоимость в изготовлении, что способствует широкому при-
менению чугуна для рабочих колес гидротрансформаторов и гид-
ромуфт.
Однако невысокие пластические свойства обычного серого чу-
гуна /и более низкая по сравнению со сталью прочность ограничива-
ют его применение для изготовления рабочих колес, вращающихся
с большими окружными скоростями.
За последние годы в СССР и за рубежом внедрены методы
получения отливок из серого чугуна высокой прочности и пластич-
ности (высокопрочные чугуны). Высокие механические свойства
таких отливок объясняются наличием в микроструктуре чугуна
172
графита шаровидной формы, образующегося в результате модифи-
цирования его магнием.
Высокопрочный чугун имеет высокий предел усталости и может
быть упрочнен поверхностной закалкой, накаткой роликами и дро-
беструйным наклепом, которые примерно равноценны по воздей-
ствию.
Чугуны с шаровидной ф-ормой графита имеют более высокую
коррозионную стойкость, чем серый перлитный чугун с пластинча-
тым графитом.
Сплавы алюминия. Из алюминиевого сплава отливаются
колеса, вращающиеся с большими угловыми скоростями. Эти коле-
са имеют хорошую механическую прочность и коррозионную стой-
кость.
Стальное литье. Для повышения прочности и надежности
рабочих колес осваивается стальное литье колес, в частности на-
сосных, с последующей обработкой шлифовальными кругами.
Для защиты поверхностей лопаток колес из обычной стали от
кавитационной эрозии применяют наплавку коррозионностойкой
сталью или полностью отливают колеса из коррозионно-стойкой
стали.
При изготовлении рабочих колес литьем в земляную форму
имеет место большая шероховатость межлопаточных каналов. Пос-
ле отливки необходимо тщательно зачистить поверхности, соприка-
сающиеся в процессе работы с циркулирующей жидкостью, что уве-
личивает КПД гидроаппарата на 1—3%.
К недостаткам изготовления рабочих колес литьем относится
большая трудоемкость формовки, а также 'изготовление .стержневой
и модельной оснастки для рабочих колес с лопатками, имеющими
большую пространственную закрутку. Однако, несмотря на указан-
ные недостатки, литье находит широкое применение для изготовле-
ния насосных колес гидротрансформатора и колес гидромуфт.
К числу прогрессивных методов изготовления рабочих колес
относится .изготовление по выплавляемым моделям. Однако из-за
высокой стоимости этот метод целесообразно при менять только для
изготовления колес со сложной конфигурацией, которые обычно
отливают из высоколегированных металлов и сплавов.
Изготовление рабочих колес гидротрансформаторов с лопатками
цилиндрической формы. Материалом для изготовления таких лопа-
ток обычно служит стальная поковка. Наиболее распространенным
методом изготовления лопаток цилиндрической формы является
механическая обработка каждой лопатки на копировально-фрезер-
ном станке. Для этого изготовляют эталонный шаблон и специаль-
ное копировальное приспособление. Для изготовления шаблона
обычно задают координаты его профиля по осям абсцисс и ординат
(рис. 100).
После изготовления профиля на торцах лопатки протачивают
Штифты для крепления ее к дискам рабочих колес. Лопатки уста-
навливают под определенными расчетными углами, а штифты либо
расклепывают, либо обваривают или опаивают медью, латунью или
173
серебряным припоем. Иногда отдельно изготовленные лопатки на-
правляющего аппарата заливают в корпус; при этом температура
плавления металла лопаток должна быть значительно выше тем-
пературы плавления металла, в которой они запаиваются.
Механический способ обработки профилей лопаток цилиндри-
ческой формы дает хорошую чистоту и точность изготовления рабо-
чих колес, однако процесс установки лопаток (особенно лопаток
турбинных колес, где допуск на конструктивный угол выхода со-
ставляет 15—20') довольно трудоемок. Это обстоятельство, а также
необходимость увеличения прочности ко-
лес, рассчитанных на передачу больших
мощностей, приводят к тому, что профи-
ли лопаток непосредственно выфрезеро-
вывают в дисках колес. Так, например,
выфрезерованы лопатки турбинных ко-
лес и направляющих аппаратов гидро-
трансформаторов фирмы «Фойт» (Л = 33;
L = 217 и т. д.).
В одном диске выфрезеровать все ло-
Рис. 100. Схема профиля
лопатки турбинного колеса
гидротрансформатора
патки трудно, поэтому в каждом диске
выфрезеровывается половина лопаток (через одну), а потом обе
половины соединяются штифтами, входящими в соответствующие
отверстия в дисках. При этом получается высокая точность изго-
товления.
Этот метод рекомендуется, если рабочие колеса изготовляют
грубой отливкой, что дает экономию металла и сокращает трудо-
емкость обработки. Опыт показывает, что фрезерование лопаток на
заготовке обходится на 15—20% дешевле, чем изготовление отдель-
ных лопаток с последующей установкой и клепкой.
Упрощенный метод изготовления лопаток колес гидротрансфор-
матора цилиндрической формы. Анализ лопастных систем различ-
ных гидротрансформаторов показывает, что внутренняя поверхность
лопаток турбин и направляющих аппаратов имеет или правильную
цилиндрическую форму, или близкую к ней. В этих случаях внут-
реннюю поверхность можно обработать на токарном станке. Сна-
чала на станке изготовляется кольцо; радиус кольца равен радиусу,
описывающему внутреннюю поверхность лопатки. Затем это кольцо
разрезают на сегменты, из которых изготовляют лопатки.
Чем больше диаметр кольца, тем больше из него можно полу-
чить лопаток. Наружная поверхность лопатки до разрезки кольца
обрабатывается на строгальном станке, а после разрезки — на аб-
разивном круге. Если большая часть наружной поверхности профи-
ля лопатки описана окружностью, то ее также чисто можно обра-
ботать на токарном станке, в котором сегмент лопатки или все
кольцо зажимается эксцентрично оси вращения.
После проточки штифтов производится окончательная доводка
наружной поверхности лопатки до точного размера в специальных
каленых шаблонах, изготовленных по наружному профилю лопатки.
Окончательно обработанные вращающиеся детали гидропереда-
174
чи подлежат статической и динамической балансировке. Динами-
ческую балансировку лопастных колес насоса и турбины рекоменду-
ется производить с заполнением межлопастных каналов парафином,
имитирующим рабочую жидкость гидропередачи.
3. КОНСТРУКЦИИ ГИДРОПЕРЕДАЧ ТЕПЛОВОЗОВ
Гидропередачи тепловозов отечественного производства. На
тепловозах ТГ102, ТГМЗА, ТГМ6 применяется унифицированная
гидропередача (УГП) на мощность 550—900 кВт. На тепловозах
ТГМ23 применяется УГП на мощность 370 кВт.
Рис. 101. Кинематические схемы унифицированных гидропередач с режимной ко-
робкой для маневровых тепловозов (а), без режимной коробки для магистральных
тепловозов (б) и схема соединения шестерен (в):
/—пусковой гидротрансформатор; //--маршевый гидротрансформатор; ///—гидромуфта;
1—13’ 15; 16; 18; 20—22—шестерни; 14, /9—шлицевые муфты реверса режимной коробки; 17—
раздаточный вал; /7/7—передний ход, поездной режим; ПМ—передний ход, маневровый ре-
жим; ЗП—задний ход, поездной режим; ЗМ—задний ход, маневровый режим
Двухсекционный тепловоз ТГ16 мощностью 2X1200 кВт л тепло-
воз ТГМЗБ оборудованы унифицированной передачей со снятой
гидромуфтой.
Унифицированная гидропередача (рис. 101) состоит из двух
одинаковых гидротрансформаторов и одной гидромуфты. Соедине-
ния зубчатых колес передачи указаны в табл. 9.
Корпус гидропередачи (рис. 102) сварной.
Гидротрансформатор унифицированной передачи в стендовом
исполнении показан на рис. 103. Он состоит из литого насосного
колеса 2, которое приводится во вращение от вала 5, турбины 3
с фрезерованными лопатками, соединенной с валом 1, и реактора
4, состоящего из двух венцов 3 и 3'.
Колеса гидромуфты с плоскими радиальными лопатками выпол-
няются литыми.
175
Таблиц* 9
Соединения зубчатых колес унифицированной гидропередачи (см. рис. 101)
Режим Ход № зубчатого колеса, сое- диненного с муфтой № зубчатого колеса при работе на
гидротранс- форматоре / гидротранс- форматоре // гидромуфте III
19 14
Маневровый Передний 20 — 1, 21, 8, 9, 20, И, 17 1, 21, 3, 10, 20, 11, 17 1, 21, 3, 10, 20, 11, 17
Задний — 12 1, 21, 8, 9 10, 13, 12, 11, 17 1, 21, 3, 10, 13, 12, 11, 17 1, 21, 3, 10, 13, 12, 11, 17
Поездной Передний 18 — 1, 21, 8, 9 1, 21, 3, 10, 18, 16, 17 1, 21, 3, 10, 18, 16, 17
Задний 15 1, 21, 8, 9, Гб, 17 1, 21, 3, 10, 13, 15, 16, 17 1, 21, 3, 10 13, 15, 16, 17
Примечание. Привод откачивающего насоса 1, 22, 2, 4, 5\ привод пита-
тельного насоса 1, 22, 2, 7, 6.
Гидропередача дизель-поезда ДР1 ((pinc. 104) состоит из двух
гидротрансформаторов: пускового I и маршевого II. Кинематиче-
ская схема передачи дана на рис. 105.
Гидропередачи зарубежных фирм имеют следующие схемы: два
гидротрансформатора с одной гидромуфтой, два гидротрансформа-
тора с общим турбинным валом, три гидротрансформатора. Гидро-
передачи выпускаются с гидродинамическим торможением с тор-
мозной гидромуфтой. Примером гидропередачи с общим турбинным
валом, состоящей из трех гидротрансформаторов, может служить
гидропередача L 830 фирмы «Фойт» (рис. 106).
От входного вала 1 через зубчатые колеса 2, 8 повышающего
редуктора приводятся насосные колеса пускового гидротрансформа-
тора 10, промежуточного 5 и маршевого 7. От входного вала 1 при-
водится вал 3 вспомогательного привода.
Реверс переключается при помощи рычага 12. Турбинные колеса
гидротрансформаторов насажены на общий вал 6, от которого через
реверс приводится выходной вал И. Передача имеет тормозную
гидромуфту 4. От вала насосных колес приводится питательный
насос 9. Гидропередача заключена в литой корпус 13.
На маневровых и промышленных тепловозах для ускорения тех-
нологического процесса стали применять гидрореверсивные пере-
дачи.
Одна из таких передач фирмы Фойт (рис. 107) состоит из блока
двух гидротрансформаторов 1(A) и II(Л) заднего хода и блока двух
гидротрансформаторов ЦБ) и 11(B) переднего хода.
176
1
Рис. 102. Унифицированная гидро-
передача УГП-750-1200:
1—приводной вал; 2—главный вал; 3—
корпус гидропередачи; 4—привод ре-
верса и режимов; 5—вторичный вал;
6—раздаточный вал; I—пусковой гид-
ротрансформатор; //—маршевый гид-
ротрансформатор; ///—гидромуфта
177
00
Рис. 103. Гидротрансформатор унифицированной передачи
// /
Рис. 104, Гидропередача дизель-поезда ДР-1 :
/—вал насосных колес; 2—5, 7, 9, 10—шестерни; 6—выходной вал; 8—шлицевая муфта
179
Рис. 105. Кинематическая схема гид-
ропередачи дизель-поезда ДР-1:
1, 3—10, 13, 14, 16, 19, 21, 22—шестерни;
2—шкив для привода тормозного комп-
рессора; //—питательный насос; 12—отка-
чивающий насос; 15—шлицевая муфта зад-
него хода; /7—насос системы смазки; /5—
выходной вал; 20—шлицевая муфта перед*
него хода; 23—шкив для привода вспомо-
гательного генератора; 24—входной вал
гидропередачи; /—первый гидротрансфор-
матор; //—второй гидротрансформатор
Рис. 106. Гидропередача L 830 (фирма «Фойт», ФРГ):
/—входной вал; 2, 8—шестерни; 3—вал вспомогательного привода;
4— тормозная гидромуфта; 5, 7, 10—гидротрансформаторы (марше-
вый, для средних скоростей, пусковой); 6—вал турбинных колес;
9—питательный насос; //—выходной вал; /2—привод реверса; 13—
литой корпус
180
Насосные колеса гидротрансформаторов приводятся одновремен-
но от ведущего вала 1.
При движении тепловоза в одну сторону и необходимости движе-
ния в обратную сторону маслом наполняется противоположная
передача, а первичная освобождается от масла.
Рис. 107. Гидрореверсивная передача L-5r4 (фирма «Фойт», ФРГ):
WI(A), WII(A)—соответственно пусковой и маршевый гидротрансформаторы блока заднего
хода; WI(B), WII(B)—соответственно пусковой и маршевый гидротрансформаторы блока
переднего хода; PI, РИ—насосные колеса; TJ, TII—турбинные колеса-, /—вал повышающе-
го редуктора привода насосных валов; 2, 4, 10, 12, 13, /4—шестерни блока переднего хода
(В); 2, 3, 9, II, 12, 13, /4—шестерни блока заднего хода (Л); 5, 6—общие насосные валы;
7, 8—общие турбинные валы; /5—вал раздаточного редуктора
Таким образом тепловоз тормозится и, как только остановится,
немедленно двигается в обратную сторону. Фирма «Фойт» такие
передачи строит на мощности 370—900 кВт.
На рис. 107 прямой ход осуществляется через шестерни 2—4—
10—12—13—14, а обратный ход через шестерни 2—3—9—И—12—
13—14.
Г Л А В A XI
ВЛИЯНИЕ ТИПА ХАРАКТЕРИСТИКИ ПУСКОВОГО
ГИДРОТРАНСФОРМАТОРА НА РАЗГОННЫЕ КАЧЕСТВА
ТЕПЛОВОЗА С ГИДРАВЛИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ
Пусковой гидротрансформатор должен иметь максимальный
кпд и хорошие разгонные качества. Для решения уравнения раз-
гона приняты следующие допущения: 1) локомотив и вагоны дви-
жутся как единое жесткое тело, т. е. не учитывается упругость авто-
сцепки и связанное с этим неодновременное трогание с места ваго-
нов поезда; 2) основное удельное сопротивление движению поезда
не зависит от скорости; 3) каждому положению рукоятки контрол-
лера машиниста соответствует установившийся режим работы ди-
зеля и гидропередачи.
На характер разгона тепловоза особенно сильное влияние ока-
зывают зависимости k = f(i) и yX=f(z).
Многочисленными исследованиями в нашей стране и за рубежом
установлено, что наиболее оптимальной характеристикой крутяще-
го момента Мн, создаваемого насосным колесом, для локомотивов,
с точки зрения обеспечения необходимой совместной работы их
дизелей и гидропередач, является непрозрачная характеристика,
т. е. AfH=const или уХ=const. Поэтому все пусковые тепловозные
гидротрансформаторы имеют непрозрачную или близкую к ней
характеристику ук.
Для установления наивыгоднейшей характеристики k=f(i)
пускового гидротрансформатора с точки зрения разгонных свойств
тепловоза с гидропередачей необходимо установить связь между
коэффициентом трансформации момента k и передаточным отно-
шением i или скоростью v=(i~v) во всем диапазоне их изменения
во время разгона тепловоза.
Характеристика коэффициента трансформации момента гидро-
трансформаторов k в зависимости от характера функций т) = /‘(0 и
= f (0 может принимать различный вид.
Для примера на рис. 108 приведены пять вариантов характери-
стик k = f(i) гидротрансформаторов. Кривые отличаются по следую-
щим признакам: а) линейная или нелинейная функция (зависимо-
сти 1 и 2); б) тангенсом угла наклона функции к оси i (прямые 1 и
3); в) значением коэффициента трансформации момента в режиме
стопа &ст (функции 4 и /); г) различной степенью изогнутости
кривых по отношению к эквивалентным прямым (кривые 4 и 5).
182
Для получения уравнения, с помощью которого можно было бы
одинаково точно описать все возможные варианты функций
целесообразнее всего использовать метод наименьших квадратов.
Согласно этому методу текущее значение коэффициента трансфор-
мации можно найти из выражения
k = kcjni ± П2 ± ... tiin,
(135)
или, учитывая, что в диапазоне передаточных отношений разгона
тепловоза функции k = f (1) существующих гидротрансформаторов
имеют незначительную вогнутость,
точности могут быть описаны
уравнением параболы, т. е.
k = kcrmi-[-li2; (136)
где т— тангенс угла наклона
прямой, эквивалентной кривой
I — коэффициент, учиты-
вающий величину изогнутости
кривой по отношению к эквива-
лентной прямой.
После определения коэффици-
ентов т и I уравнения становит-
ся возможным сопоставление ха-
Рис. 108. Зависимость коэффициента
трансформации момента гидротранс-
форматора от передаточного отноше-
ния
рактеристик различных пусковых
гидротрансформаторов.
Для получения аналитической
зависимости, связывающей пара-
метры, определяющие характер
разгона тепловоза, с учетом принятых выше допущений использу-
ем уравнение движения поезда в общем виде для прямого горизон-
тального пути
dv С (Вк db ^о) — Вт /1 gy\
Для движения в режиме тяги с ускорением (разгон) уравнение
(137) имеет вид
. (138)
dx 4 ^>+Q V ’
Касательную силу тяги, развиваемую тепловозом с гидропереда-
чей, можно выразить известной зависимостью
Л = -^-. (139)
где 2ИК — момент, приложенный к ободу колеса, Н/м.
Для анализа влияния параметров дизель-гидравлической уста-
новки тепловоза на его .разгон составим энергетическую цепь: ди-
зель— гидропередача — состав (рис. 109).
183-
Из баланса приведенной на рис. 109 системы следует:
Л\= N. (1 - = —= Nm -^=NK
'Пир ЛгтЛпр Лгп
N _^L , (140)
к 367 к
где Nr' — мощность, идущая на привод насосного колеса; т]п, т)гт,
Лмех — КПД повышающей пары шестерен привода насосного вала,
пускового гидротрансформатора (гидропередачи) и трансмиссии
соответственно.
Учитывая, что jV=Af<o, уравнение (140) запишем в виде
1 Р^д^дЛгп ^н^нЛгтЛмех = мех ^к^к*
Рис. 109. Схема дизель —
гидропередача — состав:
/—дизель; 2—повышающий ре-
дуктор; 3—вспомогательные аг-
регаты тепловоза; 4—гидропере-
дача; 5—механическая транс-
миссия; 6—состав
КПД гидравлической передачи тогда выразится
„__________________________-Мк^к
Чгп —
/идч
Отсюда момент, приложенный к ободу колеса,
^к=^-Пг„- (141)
Пк
Определим составляющие уравнения (141).
1. Момент двигателя, приложенный к валу насосного колеса,
Л1д = Л1н^^ .
ЯдЛнр
Учитывая, что = есть передаточное отношение повыша-
ющего редуктора, а момент насосного колеса можно записать
/3
Af; = yX£)5z.2_JJP_ ,
л Пр
или обозначая
Лпр
окончательно получим
тИд = Л уХПд.
(142)
184
2. Частоту вращения колес тепловоза пк можно определить по
зависимости
т) = 0,1884£)к^к,
откуда
v
к 0,1884£Эк
3. КПД гидравлической передачи
Лгп ЛпрЛгтЛмех’ (144)
где т)гт — КПД пускового гидротрансформатора; т]Мех — КПД меха-
нической части трансмиссии тепловоза;
YlMex = ЛцпЛкп,
где z — число полюсов зацепления зубчатых колес.
Согласно схеме трансмиссии (см. рис. 109) и учитывая выраже-
ние (443), можно записать
/гт = -^=^^ = —, (145)
Лн Лд^пр Лд/мех*пр 0,1884/)к/пр/мехид
где iMex — 'передаточное отношение механической части трансмис-
сии тепловоза; в общем случае
Обозначаем
0,1884DKZnpZMex
тогда передаточное отношение гидротрансформатора
iri=Ax—. (146)
"д
Как показано выше, функцию коэффициента k трансформации
момента от передаточного отношения /гт пускового гидротрансфор-
матора с достаточной точностью можно определить из уравнения
(135).
Тогда, учитывая (146), уравнение (136) можно записать
k=k„-mAx — (147)
«д пл
Подставив (146) и (147) в выражение (144) и сделав несложные
преобразования, получим
Лгп^ПпрПмех f— . (148)
\ «д «д /
С учетом выражений (142), (143), (148) момент, приложенный к
ободу колеса, после ряда преобразований равен.
7Ик = 0,1884/)кт]ПрТ]мехукАА1 (/г^ст— -\-lA\v2). (149)
185
Обозначим
Л2 = 0,1884£)к1']прПмех-
Тогда уравнение (149) в окончательном виде
МК=ААХА2 (n%kCT — тАхп^ Y^- (150)
Подставляя выражение (139) с учетом (150) в уравнение дви<
жения поезда при разгоне (138), получим
dv
du
[ЛЛ1Л2 о о
—— (и;&ст — mAi n^v + IA*v2) yX — wTP (P 4- Q)
Kk______________________________________
P+Q
(151)
Обозначая
D ЛЛМ2. D AA2A2 AA3yA2
ZJi == '--- , ^>2 —---------, #3 =---------- »
Як 2 Як 3 Як
получим значения коэффициентов Bit В2, В2, определяющих влия-
ние постоянных (для данного тепловоза) параметров DK, D\, inp,
Т]мех и iMex на разгон тепловоза с гидропередачей:
g _ №'прТ1мех & _ £>5Wx
1 Як("мех ’ 2 0,1884РкЯк«^ех * 3 (0,1884£>к)2Як^ех ’
Тогда окончательно уравнение движения поезда в период разгона
примет вид
dv _ С — B^Kn^mv + В3уХ/г»2) _ w.rp (Р + Q)]
dv Р + Q
Из выражения (152) определим полное время разгона тепловоза
с гидропередачей в интервале скоростей от t>i = 0 до о = оРазг:
dx=----------------------—^-+9)-----------------------. (153)
С [(В1уХПд£ст — В2уХидт1/ 4- B3yXZt/2) — wTp (Р + Q)]
Интегрируя выражение (153) и определив из начальных условий
и=0, т=0 постоянную интегрирования, окончательно имеем
т=________ 2<р+о>
СуХ "КВ|пдт2 -h 4B3Zg)tp (Р 4- Q) уХ —
2B3lv — В2плт — £?пд/п2 4- 4B3Z<oTP (Р 4- Q) уХ — 4Br B3n2lkci;
X ‘ 1п ------------------ —
2B3lv — ВъПцт 4- V4В2п2лт2 + 4B3ZwTP (Р + (?) уХ — 4BjB3
1п — В2плт — VВ\г?^т2 4- 4B3Z<oTP (Р 4- (?) уХ — ±ВХ B3n2lkCT
— В2плт 4- ]/"В|идт2 4- 4B3Z wTP (Р 4- Q) уХ — 4BjB3
186
Таким образом, получена зависимость, позволяющая оценивать
разгонные качества тепловозов, имеющих одинаковую конструкцию,
но различные гидротрансформаторы на пусковой ступени гидропе-
редачи. Проведенный анализ можно применять при разгоне соста-
вов разного веса, различного сопротивления движению поезда, ме-
няя при этом параметры трансмиссии тепловоза и частоту враще-
ния вала дизеля.
ГЛАВА XII
ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ
ДВИГАТЕЛЬ-ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ
СИЛОВЫХ ПРИВОДОВ
Двигатель-гидродинамический силовой привод представляет
собой силовой агрегат, включающий двигатель (внутреннего сго-
рания, газотурбинный, паровой, электрический и т. д.), гидротранс-
форматор и механические элементы (вальные или планетарные ре-
дукторы), связывающие их.
В качестве критерия оценки качества силовых приводов приня-
ты безразмерные коэффициенты отдачи мощности гр и полезного
действия т]дГ
1 Az2
Ф Т7 /^ЛвхрЛгг’ Лдг ЛвхрЛдЛгт*
1Н0М
Проведенное исследование показало, что максимальные значе-
ния коэффициента отдачи мощности в каждый данный момент дви-
жения имеют место при независимых переменных q( = Hi) и е( = п2):
для силовых приводов, включающих двигатель внутреннего
сгорания, работающий по скоростным характеристикам, или одно-
вальный газотурбинный двигатель, работающий в правой части его
характеристики при законе регулирования, обеспечивающем посто-
янство температуры газа перед турбиной, и гидротрансформатор
(две — гт) при условии реализации зависимости
(ХдМо — Р*2ао) + (р-до^о — ^д^о^о) ^2е /1 г
О—----------------------------------------J (1<эо)
2 ([хдо^о —
для силовых приводов, включающих асинхронный электродви-
гатель либо двигатель внутреннего сгорания, работающий по регу-
ляторным характеристикам, либо одновальный газотурбинный дви-
гатель при законе регулирования, обеспечивающем постоянство
часового расхода топлива, и гидротрансформатор (эл — гт) при
условии реализации зависимости
В2е +
а =
I/ В^-вВ^е-^-
у___________70
2В!
(156)
для силовых приводов, включающих двухвальный газотурбин-
ный двигатель или паровую турбину, или двигатель постоянной
188
мощности и гидротрансформатор (дгт — гт) при реализации зави-
симости
i =_____.
1 2В2 ’
при независимых переменных a(=Mi) и ф(=Л12):
для силовых приводов две — ГТ
— V —
ct =--------------5------------------;
^Х^О^вхр
для силовых приводов ЭЛ — ГТ
_^2?
6£i
2ch
Arch
bi
для силовых приводов дгт — ГТ
El
2Е2 *
(157)
(158)
(159)
(160)
а
k
3
Переход от зависимостей а = о(е) или а = а(<р) к входным харак-
теристикам гидротрансформаторов — зависимостям- Х1 = —— (Z)
^1ном ^1ном‘
показывает, что независимо от условий оптимизации оптимальные
по ф входные характеристики гидротрансформаторов описываются
уравнениями:
для силовых приводов две — гт
Xj __
Мном (^0 Iх)
(1 + ^Zi); (161)
\ J
для силовых приводов ЭЛ — гт
Xi _ ^вхр/о^! Р (£1 + т)вхр )
^Ihom 4ZI/ / /о \ / 1 ij \
\ е0 / \ ^вхр /
для силовых приводов дгт — гт уравнения (157) и (160) задают
условие постоянства передаточного отношения, которое свойственно
механической передаче.
Максимальные значения коэффициента полезного действия т]дг
имеют место в каждый данный момент движения вне зависимости
от типа двигателя силового привода при реализации зависимостей:
при переменных пъ п2
^ = ±1/"(163)
V ЛВ1
189
при переменных Мь
^1=±1/ —
у £1^2
(164}
Оптимальные по т]дг входные характеристики гидротрансформа-
торов описываются уравнениями при переменных пь п2:
для силовых приводов две — гт
Xi । (^о^о — Р*2до)Ч . (165}
Мной ^0Р-(^0—Р-) , л*.
aow(^o — N ° И
для силовых приводов ЭЛ — гт
(166)
при переменных Мь М$:
для силовых приводов две — гт
(167)
для силовых приводов ЭЛ — гт
(168)
1. СИНТЕЗ ДВИГАТЕЛЬ-ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ СИЛОВЫХ ПРИВОДОВ
ОПТИМАЛЬНЫХ ПАРАМЕТРОВ
Силовыми приводами оптимальных параметров назовем приво-
ды, параметры которых обеспечивают получение в каждый данный
момент движения максимальных значений критериальных коэффи-
циентов качества.
Задача синтеза подобных силовых приводов может быть сфор-
мулирована в нескольких вариантах: а) известны характеристики
двигателя, требуется определить параметры гидротрансформатора;
б) известны характеристики гидротрансформатора, требуется опре-
делить параметры двигателя; в) необходимо подобрать характери-
стики как двигателя, так и гидротрансформатора.
190
Разработаны методы решения сформулированных задач с ис-
пользованием результатов аналитического исследования двигатель-
гидродинамических силовых приводов [1]. По этим методам выбраны
параметры и создан гидротрансформатор оптимальной прозрачно-
сти.
Для тепловозных силовых приводов, где получили распростра-
нение многоциркуляционные схемы гидродинамических передач, до
выбора параметров гидротрансформаторов осуществляют предвари-
тельную разбивку рабочих диапазонов передачи, перекрываемых
каждым из гидроаппаратов. По выбранным таким образом значени-
ям передаточного отношения, соответствующим значениям макси-
мального КПД гидротрансформаторов, с помощью формул (155) —
(168) определяют требуемые характеристики трансформаторов.
При работе силового привода на частичных режимах актуаль-
ной является задача обеспечения наибольшей экономичности при-
вода.
Разработанные методы позволяют:
а) при условии применения гидротрансформаторов оптимальной
по т^дг прозрачности для заданных условий движения определить
наиболее экономичную рабочую характеристику двигателя;
б) при применении гидротрансформаторов с заданными харак-
теристиками для данных М2 находить значение п2 и рабочую харак-
теристику двигателя, обеспечивающие наилучшую экономичность
силового привода.
Решение задачи по варианту б) требуется, например, при соз-
дании систем автоматического управления транспортной машиной.
Анализ характеристик двигателей и выполненных конструкций
гидротрансформаторов показывает:
4) существуют двигатели внутреннего сгорания, параметры ко-
торых позволяют создать двигатель-гидродинамический силовой
привод оптимальных параметров;
2) получение максимальных коэффициентов отдачи мощности
в рабочей зоне частоты вращения двигателей силовых приводов
эл —гт нереально при существующих их характеристиках, однако
применение гидротрансформаторов оптимальной по ф прозрачности
и в этих силовых приводах целесообразно;
3) требования, налагаемые на характеристики двигателей усло-
вием обеспечения максимальных значений КПД силового привода
в каждый данный момент движения, реально осуществимы;
4) существуют гидротрансформаторы, характеристики которых
максимально приближены к оптимальным для заданных характе-
ристик двигателей.
При выборе параметров силовых приводов имеется возможность
получить поузловую межотраслевую унификацию элементов сило-
вых приводов транспортных машин различного назначения.
При этом полагаем теоретическую возможность поузловой меж-
отраслевой унификации элементов силового привода доказанной,
если уравнения одинаковы при различных требованиях к условиям
оптимизации выходных параметров силовых приводов.
191
Рассматривая двигатель-гидродинам1ический силовой цривод как
самостоятельный элемент транспортной машины, различные усло-
вия оптимизации будем характеризовать изменением совокупности
показателей режима силового привода, принимаемых в качестве не-
зависимых переменных при проведении аналитического исследова-
ния.
Анализируя с этой точки зрения уравнения (155)—(168), при-
ходим к выводу, что при одинаковых характеристиках двигателей,
устанавливаемых на транспортных машинах разного назначения,
теоретически доказана возможность поузловой межотраслевой уни-
фикации гидротрансформаторов.
2. СИНТЕЗ ДВИГАТЕЛЬ-ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ СИЛОВЫХ ПРИВОДОВ
ПРИ ЗАДАННЫХ ХАРАКТЕРИСТИКАХ ИХ ЭЛЕМЕНТОВ
При заданных характеристиках двигателя и гидротрансформа-
тора возможна постановка задачи синтеза в нескольких вариантах.
Если исключить из рассмотрения варианты, возникающие при изме-
нении требований к выходным параметрам силового привода, то
все варианты можно свести к четырем:
а) заданы определенные двигатель и гидротрансформатор — не-
обходимо определить требуемое совмещение их характеристик;
б) задан двигатель — необходимо выбрать гидротрансформатор
и определить требуемое совмещение их характеристик;
в) задан гидротрансформатор — надо выбрать двигатель и оп-
ределить требуемое совмещение их характеристик;
г) имеется несколько двигателей и гидротрансформаторов — на-
до выбрать наиболее соответствующие один другому по характери-
стикам агрегаты и определить требуемое совмещение их характе-
ристик.
Общим для всех вариантов является определение требуемого
совмещения характеристик двигателя и гидротрансформатора, т. е.
такого совмещения, которое позволяет удовлетворить требования
к выходным параметрам привода.
Если в качестве требования поставлено условие обеспечения
максимальной мощности или максимального КПД привода, то
выбор совмещения определяется результатами упомянутого анали-
тического (исследования — должны быть совмещены точка т]гттах
В первом случае с ТОЧКОЙ /7тах, а ВО втором — С ТОЧКОЙ Т]дтах ПО
внешней характеристике двигателя.
В большинстве случаев необходимо удовлетворить компромис-
сные требования. Тогда задача сводится к сравнительному анали-
зу нескольких вариантов.
Критериями оценки качества вариантов должны быть коэффи-
циенты ф и т]дг, так как коэффициент ф характеризует тягово-дина-
мические качества силового привода, а т]дг — экономические. Для
ряда назначений силовых приводов в качестве критерия использу-
ется зависимость тепловыделений трансмиссии Q -от скорости дви-
жения. Каждый из сравниваемых вариантов должен оцениваться
192
с учетом ограничений по допустимым значениям частот вращения
а и 8.
Рассмотрим далее методы синтеза силовых приводов для указан-
ных выше случаев а — г.
Вариант а. Если заданы единственные двигатель и гидротранс-
форматор, то требуемое совмещение их характеристик определяется
сравнением выходных характеристик ф = ф(е), т]дг='Пдг(е), иногда
Q = Q(8), для ряда значений передаточного отношения /вхр. Для
большей наглядности сравнения могут быть построены зависимости
Фтах Фтах ^вхрЬ фф ~-Оф>фф (/BxpL Лдгтах == Лдгтах (/вхр)’ ^\дг>т]дгф
— ^*1 дг> 7] дрф (/BXp)j Qmin =Qm[n (/вхр)»
на основании анализа которых определяется компромиссный (оп-
тимальный для конкретных требований) вариант.
Вариант б. Если гидротрансформаторы отличаются только
входной характеристикой, то при заданном двигателе указанным
выше методом определяют характеристики оптимального гидро-
трансформатора. По изображению характеристик Xi = Xi(/i) опти-
мального и имеющихся гидротрансформаторов определяют гидро-
трансформатор, характеристики которого в наибольшей степени
приближаются к оптимальному. Далее поступаем аналогично ва-
рианту а.
Если гидротрансформаторы отличаются видом характеристик
т]гт=:г|гт (/гт), то оптимальные входные характеристики необходимо
определять для каждой характеристики т]гт = т]гт (zrT) и далее оце-
нивать степень приближения входных характеристик имеющихся
гидротрансформаторов к оптимальным, подсчитанным для зависи-
мости т]Гт = 'Пгт ('/гт). Однако в последнем случае целесообразнее
решать задачу сравнительным исследованием вариантов с соблюде-
нием условий, указанных ниже.
Вариант в. При заданных характеристиках гидротрансформато-
ра и наличии нескольких двигателей поступаем следующим обра-
зом. Оцениваем, какой из двигателей может обеспечить более
высокие тягово-экономические показатели силового привода. Если
однозначный ответ получить затруднительно, то для каждого из
двигателей определяем характеристики оптимального гидротранс-
форматора. Выбрав двигатель, поступаем аналогично варианту а.
Если двигатели отличаются не только значениями параметров, но
также, например, номинальной мощностью, то задачу решаем срав-
нительным исследованием вариантов.
Следует отметить, что при решении задачи сравнительным иссле-
дованием вариантов, которое целесообразно помимо указанных
выше случаев также, когда количество двигателей и гидротрансфор-
маторов невелико, строят выходные характеристики силовых приво-
дов с учетом налагаемых ограничений по величинам о и е, по
которым и выбирают удовлетворяющую требованиям совокупность
двигателя и гидротрансформатора и необходимое совмещение их
характеристик. При этом для обеспечения объективности сравнения
отбраковка двигателя или гидротрансформатора по выходным па-
193
раметрам силового привода должна производиться на основании
сравнения вариантов при определенном («стандартном») одном или
двух совмещениях. В качестве «стандартных» можно рекомендо-
вать, например, совмещения точек характеристик т^тах с ртах или
Ме тах^гт = 0.
Вариант г. Если имеется несколько двигателей и гидротранс-
форматоров, то для каждого из двигателей методом, изложенным
выше для варианта б, выбираем из числа имеющихся гидротранс-
форматоров в наибольшей степени удовлетворяющий предъявляе-
мым к силовому приводу требованиям. Для каждого из подобран-
ных силовых приводов методом, изложенным применительно к ва-
рианту а, определяем требуемое совмещение характеристик.
Сравнивая далее выходные характеристики выбранных силовых
приводов, определяем оптимальное для выполнения данных требо-
ваний сочетание двигателя, гидротрансформатора и необходимое
совмещение их характеристик.
Изложенные выше методики практически апробированы при
выборе параметров силовых приводов транспортных машин. Пред-
ставляет интерес использование этих методик для выбора парамет-
ров трансмиссии, предназначенной для совместной работы с двига-
телем постоянной мощности на транспортной машине.
Двигателями постоянной мощности называют двигатели внут-
реннего сгорания, имеющие повышенное значение коэффициента
приспособляемости и обеспечивающие за счет этого практическое
постоянство мощности в рабочем диапазоне частот вращения.
Для подобных двигателей из условия Meii]= const имеем
Mgmax ^gmax
Меном Л1ном
Если линию ХдЦ=1 нанести на планшет (рис. ПО) в координатах
1Д—р и там же нанести значения параметров современных двига-
телей, то нетрудно заметить, что параметры современных двигате-
лей приближаются слева к линии %др= 1.
Значения параметров, расположенных слева от линии %дц=1, со-
ответствуют двигателям, имеющим %Д|Г<1 ^ПРа"
ва от линии %дц=1 расположены параметры двигателей, имеющих
ХдЦ> 1 и Neлгетах > ном*
Параметры реальных двигателей постоянной мощности типа
А-45 не расположены на кривой Хдр=1 рис. ПО, хотя и удалены
от нее незначительно. Проведем поэтому сравнительное исследова-
ние вариантов с целью выбора трансмиссии для совместной работы
с двигателем типа А-45, приняв в качестве критерия оценки качест-
ва силового привода его коэффициент отдачи мощности.
Рассмотрим следующие варианты.
1. Аппроксимируем зависимость крутящего момента двигателя
А-45 в функции частоты вращения его коленчатого вала уравне-
нием вида
(169)
ХЛ1=1.
Afln1=const.
(170)
194
В соответствии с рекомендациями [1] в данном варианте рассмат-
риваем силовой привод двигатель — гидромуфта. Обозначим этот
вариант А-45-ГМ. Характеристика свободного момента двигателя,
приведенная к насосному валу гидромуфты, аппроксимируется в
этом случае уравнением AfiZZi = 4-105 (среднее относительное откло-
нение теоретической характеристики от действительной составляет
2,6%).
2. Аппроксимируем ту же зависимость крутящего момента дви-
гателя А-45 уравнением вида
ctqH'i* (171)
Определяем коэффициенты а\
выбранных точек (по координа-
там точек максимального крутя-
щего момента и номинальной час-
тоты вращения) и методом наи-
меньших квадратов. При опреде-
лении коэффициентов ах и а2
уравнения (171) методом выб-
ранных точек получили
= 0,2393; а2= —0,664-10"4. При
этом среднее относительное отк-
лонение теоретической характе-
ристики от действительной сос-
тавляет 6,22%. При определении
коэффициентов а\ и а2 уравнения
(171) методом наименьших квад-
ратов получили 01 = 0,2251; а2 =
= —0,622-10”4; среднее относи-
тельное отклонение теоретиче- -
ской характеристики от действи-
тельной 5,29%.
ai =
Для двух полученных таким
образом уравнений характеристики двигателя определяем опти-
мальные по коэффициенту отдачи мощности параметры гидротранс-
форматора, полагая, что характеристика КПД оптимального гидро-
трансформатора идентична аналогичной характеристике гидро-
трансформатора гткх.
Таким образом, получены еще два варианта силовых приводов
для сравнительного исследования. Обозначим эти варианты
A-45TTOI (при определении коэффициентов а\ и а2 методом выбран-
ных точек) и А-45-ГТОП (при определении коэффициентов а\ и а2
методом наименьших квадратов).
3. Помимо указанных, рассматриваем также силовые приводы:
один, состоящий из двигателя А-45 и гидротрансформатора ГТКХ
(обозначен А-45-ГТКХ), и второй — из двигателя А-24-2 и гидро-
трансформатора ГТКХ (обозначен А-24-2-ГТКХ).
На рис. 111 приведены для сравниваемых приводов зависимости
мощности на выходном валу NT (безразмерная величина) и коэф-
195
фициента отдачи мощности гр в функции частоты вращения выход-
ного вала пт.
Анализ построений на рис. 111 показывает, что более высокие
значения мощности на выходном валу и коэффициента отдачи мощ-
ности силового привода имеют место в случае совместной работы
двигателя А-45 и гидромуфты. Выходные параметры силовых при-
водов, состоящих из двигателя А-45 и гидротрансформаторов
ГТКХ, и двух оптимальных по гр [при различных способах опреде-
Рис. 111. Зависимость выходной мощности и коэффициента
отдачи мощности от частоты вращения выходного вала
ствие незначительного отличия входных характеристик рассматри-
ваемых гидротрансформаторов.
В табл. 10 приведены значения скоростных диапазонов для срав-
ниваемых силовых приводов при отношения скоростных
диапазонов силовых приводов к скоростному диапазону привода
А-45ТМ (обозначены D) и требуемое число передач z на транс-
портной машине, исходя из условия обеспечения равного общего
диапазона машины (условно принято, что транспортная машина с
силовым приводом А-45-ГМ должна быть оборудована четырехско-
ростной коробкой передач).
Таблица 10
Силовой привод Скоростной диапазон Dc D
А-45-ГМ 2,15 1 4
А-45-ГТКХ 3,51 1,63 2,45
А-45-ГТО I 3,73 1,73 2,3
А-45-ГТО II 3,62 1,68 2,38
А-24-2-ГТКХ 2,9 1,35 2,96
196
Анализируя данные табл. 10, можно отмстить, что совместная
работа с двигателем типа А-45 гидротрансформч ? оров позволяет
уменьшить число ступеней в механической короске передач. Одна-
ко при этом проигрыш мощности на выходном валу силового при-
вода (см. рис. 111), 'по сравнению со случаем использования гидро-
муфты, в точке пт = 2300 об/мин составляет в среднем 10% номи-
нальной мощности двигателя А-45 (указанная точка выбрана по-
тому, что при этом значении ве-
личины пт и NT остальных четы-
рех приводов примерно одинако-
вы). Результаты эксперименталь-
ного исследования приводов А-45-
ГМ и А-45-ГТКХ подтвердили из-
ложенные положения.
Передаточное отношение вход-
ного редуктора входит постоян-
ным множителем во все зависи-
мости, связывающие параметры
двигателя и гидротрансформато-
ра. При выбранных размерах
гидротрансформатора и заданных
характеристиках двигателя, из-
меняя передаточное отношение
входного редуктора, добиваются
совмещения характеристик двига-
теля и гидротрансформатора, обеспечивающего определенное при-
ближение к требуемым выходным параметрам силового привода.
Часто предъявляется требование обеспечить максимальную силу
тяги при трогании машины.
Т Т 1 1 С» Мн ( 1 \
На рис. 112 представлены зависимости--------=-------I-—
Мд НОМ Мд ном \ /вхр /
для ряда значений Мд/Мдном, полученные из соотношения Мн =
= Л1д^при условном значении т]Вхр=1. Анализ построений пока-
*вхр
зывает, что если, например, совмещение параболы ^т = 0 с точкой
максимального момента двигателя, равного 1,2 МДНОм, Для какого-
то гидротрансформатора имеет место при l/fBxp = 0,7, то при этом
Мн=0,84 Мд ном. Если для того же гидротрансформатора при
1Л’вхр=0,9 двигатель нагружается параболой ^т = 0 в точке Мд=
= 1,1 Мд НОМ (нетрудно убедиться, что это вполне реальный случай),
то Мн=0,99 Мдном- Таким образом, при прочих равных условиях
в последнем случае сила тяги при трогании будет выше, хотя про-
ведено совмещение нагружающей параболы /гт = 0 не с точкой
максимального момента двигателя.
Для оценки и выбора параметров элементов приводов транс-
портных машин получили распространение вероятностные методы.
Например, в работе [8] предлагается метод определения рациональ-
ного совмещения характеристик двигателя и гидротрансформатора,
обеспечивающего получение наивысшей средней выходной мощно-
197
сти лилового привода. По методике работы [8], распространенной
также на случай определения совмещения характеристик двигате-
ля и гидротрансформатора, обеспечивающего получение наиболее
высокого среднего КПД силового привода, проведены расчеты для
нескольких двигатель-гидродинамических силовых приводов. Ана-
лиз результатов расчетов показал, что рациональным является сов-
мещение максимумов соответствующих характеристик; этот вывод
совпадает с одним из результатов указанного выше аналитического
исследования.
Идеи использованных методик можно применить также для
определения отношения передаточных чисел смежных передач гид-
ромеханических трансмиссий, обеспечивающего наиболее высокие
значения средних мощностей на ведущем <колесе или среднего КПД
привода в целом. При этом оказалось, что рациональным является
отношение передаточных чисел смежных передач, равное диапазо-
ну системы двигатель — гидротрансформатор.
При использовании непрозрачного гидротрансформатора его
диапазон равен диапазону двигатель-гидродинамического силового
привода. Используя зависимость г)тт = т]Гт (*гт) [1], можно получить
зависимость диапазона гидротрансформатора в функции макси-
мального и крайних фиксированных значений его КПД в виде
’lгтmax + У ’Irrmax (“Пгтшах ’Пгтф) (172)
гтmax— V ^гттах (“Пгтmax ’Пгтф)
Используя формулу (172), можно определить требуемое значе-
ние отношения передаточных чисел смежных передач или по задан-
ной величине отношения передаточных чисел смежных передач
(т. е. для механической части гидромеханической трансмиссии) по-
добрать непрозрачный гидротрансформатор.
При передаточных отношениях чисел смежных передач 1,4—1,5
механической частью трансмиссии достаточным является примене-
ние гидротрансформатора, имеющего максимальное значение КПД
0,875—0,885.
Оптимизация параметров двигатель-гидродинамического сило-
вого привода не является самоцелью. Она призвана обеспечить вы-
сокие тягово-экономические характеристики транспортных машин.
Принятые в настоящем исследовании критерии оценки качества —
безразмерные коэффициенты ф и т]дг, пропорциональны соответст-
венно силе тяги и КПД транспортной машины:
р _ ! 73)
Пм=ПдгПтрПдж; (174)
и—0J2nrBlZrp«2- (175)
Ходовая часть транспортных машин и соответственно ее КПД (т)Д)1£)
в данной работе не рассматриваются. Второй коэффициент про-
198
порциональности формул (173) и (174) — КПД механических узлов
трансмиссии
• (*T ^ХП^тр.СИЛ / 1
Птр =-------------- (176)
Силовой КПД механических узлов трансмиссии тьР.Сил прини-
маем на всех режимах постоянным.
Переменной составляющей зависимости (176) является мощ-
ность холостых потерь NTn. По
результатам испытании пяти гид-
ромеханических трансмиссий сов-
местно с С. И. Дорменевым был
проведен анализ влияния пара-
метров гидромеханических транс-
миссий на мощность холостых по-
терь.
В процессе исследования рас-
сматривались поочередно зависи-
мости мощности холостых потерь
от шести критериев. Выявить ре-
шающее преимущество одного из
рассматриваемых критериев не
удалось. Поэтому предпочтение
было отдано наиболее просто
подсчитываемому критерию
t—1
Рис. 113. Зависимость N^a от 9
ллк
<|77>
1-1
Критерий 9 предложено назвать обобщенным коэффициентом
быстроходности трансмиссии.
На рис. 113 представлены зависимости Ухп=Л^п(0). Анализ
показывает, что построение рис. 113 позволяет определить значение
Лтр с точностью ±2% и оценить на стадии анализа и выбора кине-
матической схемы и конструктивных параметров их влияние на
КПД трансмиссии.
ГЛАВА XIII
ИСПЫТАНИЯ ГИДРОТРАНСФОРМАТОРОВ
И ЭКСПЛУАТАЦИЯ ГИДРОПЕРЕДАЧ ТЕПЛОВОЗОВ
Испытания гидротрансформаторов можно подразделить на про-
изводственные, при которых испытываются выполненные гидропе-
редачи, и лабораторные, при которых исследуются опытные гидро-
трансформаторы с целью доводки их характеристик, отработки
лопастной системы, изучения рабочего процесса и т. д.
Периодические испытания гидротрансформаторов или гидропе-
редач в целом проводят для проверки стабильности технологиче-
ских процессов изготовления. Обычно испытывают одну гидропере-
дачу или гидротрансформатор от месячной программы выпуска.
Для тепловозных гидропередач ежемесячно проводят проверку ха-
рактеристик одного комплекта гидротрансформаторов передачи.
Порядок проведения производственных испытаний гидротранс-
форматоров регламентирован ГОСТ 17069—71.
На больших стендах при передаваемой мощности, близкой к
номинальной, уточняют характеристики гидротрансформатора в
натурных условиях на рабочей жидкости, применяемой в эксплуа-
тации, измеряют осевые силы и т. д.
При испытаниях на модельных режимах с меньшей входной
мощностью применяют рабочую жидкость с малой кинематической
вязкостью, обычно дизельное топливо, что обеспечивает подобие
режимов при модельных испытаниях и в натурных условиях.
Для динамического подобия потоков необходимо равенство чи-
сел Рейнольдса:
ReM=/?H или-^- = -^-.
VH
Отсюда требуемая кинематическая вязкость рабочей жидкости
при испытаниях на модельных режимах
= = VH^, (178)
vH ян
где d — диаметр, м; v — скорость жидкости, м/с; v — кинематичес-
кая вязкость, м2/с; п — частота вращения, об/мин; индекс м — мо-
дельный режим; н — натурный.
200
Во ВНИТИ были испытаны три гидротрансформатора Т04 ——
О
41
ТП500М и Т09 при различных значениях частоты вращения
насосного вала и вязкости рабочей жидкости. Оптимальные значе-
Рис. 114. Зависимость относительного КПД гидротрансформатора от числа
Рейнольдса
ния передаточных отношений гидротрансформаторов Т04 — ,
6
41
ТП500М и Т09 — составляют соответственно f0=0,4; 0,65 и 0,95.
Коэффициент быстроходности насосного колеса ns=300, 150 и 95.
Зависимость относительного максимального КПД (отношение
максимального КПД гидротрансформатора к его значению в ре-
жиме автомодельности) от усредненного по рабочей полости числа
Рейнольдса приведена на рис. 114.
1. СТЕНД ДЛЯ ИСПЫТАНИЙ ГИДРОТРАНСФОРМАТОРОВ
Стенд (рис. 115) состоит из балансирного электродвигателя 5,
.испытываемого гидротрансформатора 9, балансирного генератора
14. Балансирные машины оборудованы весовыми устройствами
6 и 13.
Для обеспечения стопового режима предусмотрен тормоз 12. На
корпусе гидротрансформатора установлены мессдозы 8 и 10, слу-
жащие для измерения осевых сил, которые передаются на них от
насосного и турбинного валов через подшипники 7 и 11. При изме-
рении осевых сил применяются соединительные муфты, обеспечи-
вающие осевое перемещение валов.
На валах двигателя и генератора установлены датчики измере-
ния частоты вращения валов и показывающих приборов. Для уста-
новки и контроля стабильности частоты вращения предусмотрены
показывающие тахометры 2, 17 с датчиками 3 и 16, например типа
ТСФУ или ТЭ-029.
Частота вращения валов измеряется счетчиками 1, 18, получаю-
щими импульсы от установленных на валах датчиков 4, 15 и 16.
Счетчики импульсов сблокированы с электрическим секундомером
и измеряют действительную частоту вращения насосного и турбин-
201
ного валов за установленный промежуток времени. Для измерения
частоты вращения применяют электронные счетчики или часто-
томеры с цифровой индикацией типа Ф5007 или 43-33. Для повы-
шения точности измерений за один оборот вала может быть полу-
чено несколько импульсов. Для получения импульсов применяют
оптические системы с фотодиодом и обтюратором или индукцион-
ные датчики.
Такой способ измерения позволяет с высокой точностью опреде-
лить частоту вращения и передаточное отношение гидротрансфор-
матора.
Рис. 115. Схема стенда для испытаний гидротрансформаторов
Максимальная относительная погрешность счетчика составляет
8= + 100%, где N— измеренное число импульсов.
При измерении частоты вращения требуется поддержание уста-
новившегося режима в течение периода измерений, что контроли-
руется по показывающим приборам.
Крутящие моменты измеряются на статорах балансирных ма-
шин. Статоры балансирных машин выполнены качающимися на
подшипниках. На полюсной станине машины 1 (рис. 116) укреплен
рычаг 2, который воздействует на измерительное устройство 3. На
другой стороне установлен рычаг с призмой 4. Для обеспечения
необходимой точности измерений длина тарировочных рычагов Ц
и /г должна быть тщательно измерена с точностью ±0,5 мм.
Для отечественных машин применяют весовые устройства типа
ВКМ. В ГДР и ЧССР балансирные машины выпускаются комп-
лектно с весовыми устройствами.
Для повышения точности может применяться комбинированный
способ измерения момента, при котором с помощью весового уст-
ройства измеряется только часть момента в пределах его измене-
ния, а остальная часть уравновешивается гирями, подвешиваемыми
на тарировочном рычаге. Такой способ целесообразно применять
при измерении момента на насосном валу, который у гидротранс-
форматоров с реактором, расположенным перед насосным колесом,
незначительно изменяется.
Показания весовых устройств периодически проверяются тари-
ровкой с помощью гирь.
202
Для обеспечения требуемой точности необходима качественная
подвеска статоров балансирных машин. Момент трения в опорных
подшипниках должен быть меньше погрешности весового устройст-
ва. Для балансирных машин мощностью порядка 100 кВт момент
трения в опорах не превышает 1 Н-м.
Для лучшего согласования характеристик гидротрансформатора
и нагружающего устройства на стендах большой мощности может
быть применен балансирный согласующий редуктор. Балансирное
исполнение позволяет измерять момент на корпусе (редуктора. Кру-
тящий момент на турбинном валу Л4Т при этом определяется как
алгебраическая сумма моментов, измеренных на статорах тормоз-
ного генератора Мт и редуктора ЛТР:
Жт=Л1г±ЛГр.
Введение дополнительного звена несколько снижает точность
определения параметров гидротрансформатора.
На рис. 117 приведена схема системы питания и охлаждения.
Рабочая жидкость из бака 1 с вентилем 2 подается насосом 3 в ра-
бочую полость гидротрансформатора 9. Величина давления пита-
203
ния и расхода жидкости устанавливается регуляторами 4, 5 и 12.
Из гидротрансформатора рабочая жидкость поступает в теплооб-
менник 15 или непосредственно в бак через перепускной клапан 14.
Перед теплообменником установлен фильтр 13. Из картера 6 рабо-
чая жидкость откачивается шестеренчатым насосом 16. Давление
жидкости перед и за гидротрансформатором определяется маномет-
рамй 8 и 10, а расход жидкости расходомерами 7, И.
Рис. 117. Схема системы питания и охлаждения
Теплообменник подбирается так, чтобы обеспечить теплоотвод
на всех испытываемых режимах.
На входе и выходе из гидротрансформатора установлены мано-
метры и датчики дистанционного измерения температуры рабочей
жидкости.
Для повышения точности определения внешней характеристики
гидротрансформатора насосный и турбинный валы установлены в
корпусе на роликовых подшипниках. Корпус гидротрансформатора
установлен на подшипниках для измерения крутящего момента на
реакторе. Это дает возможность контролировать при испытаниях
правильность измерений по сумме моментов
Л4т = Л4и + Л4р.
2. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ ИСПЫТАНИЯ ГИДРОТРАНСФОРМАТОРОВ
Измерения производятся на установившихся режимах при по-
степенном увеличении частоты вращения турбинного вала до мак-
симальной в требуемом диапазоне и затем в обратном порядке до
204
минимальной. Число режимов зависит от требуемой точности опре-
деления характеристики (обычно 15—20 режимов). Дополнитель-
но проводят испытания на режимах стоповом (ит=0) и холостого
хода (Л1т = 0).
Температура рабочей жидкости при испытаниях поддерживается
постоянной с точностью ±5°С. Число импульсов, кратное частоте
вращения насосного и турбинного валов, измеряют одновременно
за 30 с. В это время режим работы должен быть установившимся.
Крутящие моменты измеряют по циферблатным указателям весо-
вых устройств балансирных машин. Измеряют температуру рабочей
жидкости на входе и выходе из гидротрансформатора и давление
подпитки.
Все измеренные величины заносят в протокол испытаний.
Значения крутящих моментов определяют по показаниям весо-
вых устройств с учетом их тарировочных коэффициентов:
М = ЦР-Р^ (179)
где Р и Ро — показания весового устройства при испытаниях и при
неработающей установке; g —тарировочный коэффициент.
Коэффициент g определяют при тарировке весовых устройств:
П80)
здесь М — масса гирь; I — длина тарировочного рычага; Р, Ро —>
показания по шкале весового устройства с нагрузкой и без на-
грузки.
Тарировка производится с помощью гирь, накладываемых на
подвески тарировочных рычагов 1Х или /2 (см. рис. 116). Выполня-
ется она в соответствии с инструкцией на весовое устройство.
При комбинированном измерении крутящего момента с помощью
гирь и весового устройства крутящий момент определяют по фор-
муле
Af=Afg/±(P-P0H> (181)
где М — масса комплекта гирь; I — длина рычага; Р, Pq — показа-
ния весового устройства; g— тарировочный коэффициент весового
устройства.
Для определения характеристики непосредственно рабочей поло-
сти гидротрансформатора необходимо учесть механические потери
в подшипниковых узлах и уплотнениях стендовой установки. С уче-
том этих потерь крутящие моменты на насосном и турбинном ва-
лах
(182)
+ (183)
Моменты механических потерь приближенно могут быть опре-
делены при испытаниях опорожненного гидротрансформатора или
заполненного рабочей жидкостью, но с демонтированными насос-
ным и турбинным колесами. Для точного определения механических
295
потерь подшипниковые узлы нагружают осевыми силами, которые
должны быть заранее определены [10].
В стендовой установке гидротрансформатора (см. рис. 103)
механические потери на насосном и турбинном валах составляют
примерно 0,5% от входной мощности.
По результатам испытаний для каждого режима определяют
передаточное отношение гидротрансформатора как отношение числа
Рис. 118. Приведенная характеристика
гидротрансформатора ТП500М
импульсов на насосном и тур-
бинном валах за один и тот же
промежуток времени; коэффи-’
циент момента на-насосном ва-
лу, коэффициент трансформа-
ции и КПД гидротрансформа-
тора:
Мв
где пн, Пт — частота вращения
насосного и турбинного валов,
с-1; Ми, Мт — крутящие момен-
ты на насосном и турбинном
валах, Н-м; q— плотность ра-
бочей жидкости, кг/м3; D — ак-
тивный диаметр гидротранс-
форматора, м.
По результатам испытаний строят внешние характеристики гид-
ротрансформатора , Ma=f(i) и приведенные характеристи-
ки — XH=f(i); k=f(i) ит]гт=/(1).
При построении контролируется взаимосвязь величин т^п, k и i
в соответствии с формулой i}n=ki.
На рис. 118 показана приведенная характеристика гидротранс-
форматора ТП500М.
3. ИСПЫТАНИЯ ГИДРОТРАНСФОРМАТОРОВ
ПРИ ЧАСТИЧНОМ НАПОЛНЕНИИ РАБОЧЕЙ ПОЛОСТИ
В гидрореверсивных тепловозных передачах торможение осу-
ществляется гидротрансформатором, работающим в режиме проти-
вовращения. Величина тормозной мощности регулируется измене-
нием наполнения гидротрансформатора.
Более просто характеристики при частичных наполнениях могут
быть получены при соответствующем регулировании расхода на
входе и выходе из гидротрансформатора.
В связи с небольшим давлением перед сливным патрубком
гидротрансформатора при малых наполнениях для обеспечения до-
статочного расхода рабочая жидкость направляется непосредствен-
206
но в бак. Для охлаждения предусмотрен отдельный контур, вклю-
чающий насос, фильтр и теплообменник.
Степень наполнения рабочей полости при испытаниях непосред-
ственно не намеряется. В качестве параметра, косвенно характери-
зующего степень наполнения, используют величину статистического
давления в рабочей полости.
Испытания проводят при постоянной частоте вращения насос-
ного вала и различных давлениях в рабочей полости. Результаты
испытаний могут быть представлены в виде зависимостей коэффи-
циентов крутящих моментов на насосном и турбинном валах от
передаточного отношения при постоянных частоте вращения насос-
ного вала и давлении в рабочей полости:
_______________ ^н.т
‘H-T~Q^D5 •
(184)
При частичном наполнении давление в отдельных точках рабо-
чей полости гидротрансформатора при заданном передаточном от-
шении зависит от частоты вращения насосного вала и степени
наполнения, которая может быть охарактеризована величиной
усредненной плотности в рабочей полости гидротрансформатора.
В диапазоне изменения частоты вращения насосного вала, не
влияющем существенно на приведенные характеристики гидротранс-
форматора, и при постоянной степени наполнения результаты испы-
таний можно представить в виде зависимостей коэффициентов мо-
ментов на насосном и турбинном валах, или коэффициента момен-
та на насосном валу и КПД в тяговом режиме, от передаточного
отношения и коэффициента давления в рабочей полости [21].
.
Qn%D5
Давление в рабочей полости измеряется в зоне между турбин-
ным колесом и реактором. На рис. 119 приведена характеристика
гидротрансформатора при частичном наполнении.
Определение погрешностей. При испытаниях возможны ошибки
случайные и систематические. Систематические погрешности при-
боров должны быть исключены путем их тарировки и внесения со-
ответствующих поправок.
Точность измерения определяется различными показателями.
Наибольшее распространение в качестве параметра точности изме-
рений получила средняя квадратичная относительная погрешность.
Параметры внешней характеристики гидротрансформатора явля-
ются функциями нескольких аргументов и определяются путем кос-
венных измерений. Средняя квадратичная относительная погреш-
ность для функции нескольких переменных y=f(xi, х2,...,хп) на-
ходится по формуле [23]
„ \2 2 . / \2 2 I df \2 2 /1вс\
207
Для измерительных приборов, применяемых при испытаниях,
задается максимальная допустимая погрешность, абсолютная и в
отношении к максимальному показанию прибора. Если на приборе
не указана его точность, можно принять, что максимальная по-
грешность равна половине наименьшего деления шкалы прибора.
Рис. 119. Характеристика гидротрансфор-
матора ТП500М при частичном заполне-
нии рабочей полости:
/_р=0,4; 2—Р = 0,85; 3—Р=1,7; 4-Р”=2,5; 5—Р=3,5\ 6—Р-5,0; сплош-
ные линии —лт; штриховые — лн
Средняя квадратичная погрешность может быть принята равной
одной трети максимальной допустимой погрешности:
<3= А'пах
3
Средняя квадратичная относительная погрешность измерения
крутящих моментов
°ом = "К °ор-р0 + (187)
где
_ 1 ДР + ДР0
°ор_р0— 3 р__р0 ’
Р и Ро — показания весового устройства при испытаниях и при не-
работающей установке; I — рабочее плечо балансирной машины.
208
Средние квадратичные погрешности определения передаточного
отношения, коэффициента трансформации и КПД гидротрансфор-
матора составляют
°о/—~h °оп,г; (189)
°0к ~ (190)
a0ri = ]/r Ooz + ^OK- (191)
При обработке результатов испытаний необходимо, чтобы ошиб-
ка вычислений была на порядок меньше суммарной ошибки из-
мерений.
Определение осевых сил. Для измерения осевых сил стендовая
установка гидротрансформатора должна допускать свободное осе-
вое перемещение турбинного и насосного валов. Для этого валы
устанавливаются в корпусе гидротрансформатора на роликовых
подшипниках. Осевые силы воспринимаются упорными подшипни-
ками, от которых передаются непосредственно или с помощью зо-
нальных устройств на измерительные устройства.
В качестве измерительных устройств применяют динамометры
разных систем.
В стендовой установке, показанной на рис. 117, осевые силы из-
меряются при помощи трехрожковых мессдоз. Каждая мессдоза
представляет собой кольцо с тремя балками равного сопротивле-
ния, на которые через обойму действует осевая сила, передаваемая
с вала через подшипник. При этом обеспечивается компактная кон-
струкция стендовой установки гидротрансформатора.
Осевая сила определяется по напряжениям в балках мессдоз,
которые измеряются с помощью тензорезисторов. На каждую балку
наклеивают по одному датчику с каждой стороны. Измерения про-
изводятся цифровым тензометрическим мостом ЦТМ-3 или другим
прибором для подобных измерений. Перед испытаниями мессдозы
тарируются на прессе.
Измеренная осевая сила складывается из осевой силы, завися-
щей от распределения давлений, которое определяется лопастной
•системой и параметрами рабочего процесса, и осевой силы, завися-
щей от давления питания и неуравновешенной площади. Величина
неуравновешенной площади и место подвода рабочей жидкости
определяются конструкцией гидротрансформатора. Давление под-
питки назначается из условия обеспечения его бескавитационной
работы.
Для исключения составляющей осевой силы от давления пита-
ния проводятся испытания при постоянной частоте вращения на-
сосного вала и различных давлениях. Из полученных характери-
стик определяется для каждого режима работы (передаточного от-
ношения) изменение суммарной осевой силы, соответствующее из-
менению давления питания. Это изменение суммарной осевой силы
соответствует составляющей осевой силы от неуравновешенной
209
площадки с учетом влияния места подвода рабочей жидкости и
утечек в уплотнениях
(192)
где Ро — давление на входе в гидротрансформатор; fo— неуравно-
вешенная площадь; k — коэффициент, зависящий от конструктивно-
го исполнения гидротран-
сформатора.
Составляющая осевой
силы, зависящая от рас-
пределения давлений в
проточной части, опреде-
ляется как разность изме-
ренной осевой силы и сос-
тавляющей осевой силы
До при данном давлении
питания:
Д=Л-Л0- (193)
По результатам испы-
таний определяют коэф-
фициенты осевых сил:
^ОСНТ
аЯ1= — <1гм (194)
и строят зависимости ко-
эффициента а от переда-
точного отношения с уче-
том направления дейст-
вия сил.
На рис. 120 приведены
го. 120. Зависимость коэффициентов осе-
вых сил на насосном и турбинном валах
гидротрансформатора Т522 от передаточного
отношения
экспериментальные значения коэффициентов осевых сил на насос-
ном и турбинном валах двухступенчатого гидротрансформатора
Т522 без разгрузочных отверстий (сплошные линии) и с шестью
разгрузочными отверстиями в ступице насосного колеса (штрихо-
вые линии).
Разгрузочные отверстия позволяют существенно уменьшить
осевую силу на насосном валу. Такой метод снижения осевой силы
применяется в гидротрансформаторах тепловозных гидропередач.
Осевая сила для заданной частоты вращения насосного вала и
давления питания определяется по формуле
(195)
4. СПЕЦИАЛЬНЫЕ ИСПЫТАНИЯ
К таким испытаниям относят зондирование гидротрансформа-
тора, испытания в режимах наполнения и опорожнения, определе-
ние динамических характеристик и др. Исследование поля скоро-
стей и давлений с помощью зондов позволяет получить действи-
210
тельное распределение скоростей и давлений в проточной части
гидротрансформатора.
Зондирование потока производится в межвенцовых зазорах
гидротрансформатора.
Для исследования поля скоростей и давлений применяют раз-
личные насадки, угломеры комбинированные и т. д. Наибольшее
распространение при зондировании гидротрансформаторов получи-
ли шаровые пятиканальные и цилиндрические трехканальные зон-
ды.
Шаровые зонды предназначены для измерения параметров про-
странственного потока и используются при измерениях в гидро-
трансформаторах с пространственными лопатками или на участках,
где ожидается пространственный поток.
Шаровые зонды выполняются с диаметром шарика 5—7 мм и
диаметром отверстий 0,5—0,7 мм. Угол между осью центрального
отверстия и боковых составляет 40°.
Для измерений в сечениях, где ось зонда перпендикулярна на-
правлению скорости, например в гидротрансформаторах с цилинд-
рическими лопатками, могут применяться цилиндрические зонды.
Они имеют более простую конструкцию и могут быть выполнены
диаметром до 3 мм, что имеет большое значение при зондировании
натурных гидротрансформаторов с малыми межвенцовыми зазора-
ми. Цилиндрические зонды имеют три приемных отверстия, распо-
ложенных под углом 42—45°.
Тарировка зондов производится на воздухе в аэродинамических
трубах.
Для установки зондов применяются координамники различной
конструкции, обеспечивающие поворот и осевое перемещение зонда.
Для отсчета углов на корпусе гидротрансформатора наносится рис-
ка под определенным углом к радиусу, проходящему через ось зон-
да. Используются также лимбы с уровнем.
При исследовании поля скоростей за неподвижными решетками
применяют устройства для перемещения зонда по шагу решетки. На
рис. 121 показано приспособление для перемещения цилиндрическо-
го зонда при измерении параметров потока за реактором гидротран-
сформатора тшооо.
Для измерения давлений применяют дифференциальные мано-
метры и манометрические щиты.
Зондирование потока позволяет получить качественную картину
распределения скоростей и давлений в межвенцовых зазорах.
При исследовании гидротрансформаторов применяются и дру-
гие способы измерения скорости потока, например с помощью по-
лупроводниковых сопротивлений. Датчики имеют небольшие раз-
меры, нечувствительны к направлению скорости потока и могут
применяться для измерения скорости в межлопаточных каналах
вращающихся колес.
Для изучения распределения скоростей и давлений по профилю
лопаток при исследованиях гидротрансформаторов применяют дре-
нированные лопатки. С помощью дренированных лопаток можно
211
уточнить характер обтекания профиля, наличие зон отрыва потока
и сравнить действительное распределение скоростей и давлений с
расчетным.
Приведенные методы исследования потока в гидротрансформа-
торах позволяют получить качественную картину распределения
скоростей и давлений. Для количественной оценки параметров рабо-
чего процесса гидротрансформатора предпочтение следует отдать
определению их по внешней характеристике гидротрансформатора.
Рис. 121. Установка зонда за реактором с перемещением по шагу решетки
При этом частично могут быть использованы результаты зондиро-
вания, например непосредственно измеренные углы потока на вы-
ходе из отдельных лопастных колес.
Испытания в режимах наполнения и опорожнения. В тепловоз-
ных и судовых передачах включение и переход с одного гидротранс-
форматора на другой осуществляется путем наполнения и опорож-
нения соответствующих гидротрансформаторов (гидромуфт).
Проведение испытаний гидротрансформаторов в режимах напол-
нения и опорожнения дает возможность оценить их маневровые ка-
чества, внести необходимые изменения в конструкцию с целью по-
лучения требуемых параметров процессов и определить требова-
ния к системе питания.
Стенд для проведения испытаний оборудуется маховиком, имею-
щим момент инерции, близкий к приведенному моменту инерции
вторичных частей машины. Характеристики гидротрансформатора
в режимах наполнения и опорожнения, соответствующие включе-
нию и выключению передачи при трогании и остановке, могут быть,
получены при испытаниях на стоповом режиме. В реальных усло-
виях масса вторичных частей машины достаточно велика (масса
поезда), и частота вращения турбинного вала за время наполнения
гидротрансформатора изменяется незначительно.
В зависимости от поставленной задачи испытания проводятся
212
с натурной системой питания или со специальной стендовой, по-
зволяющей обеспечить различные значения давления и расхода для
определения влияния этих параметров на характеристики гидро-
трансформатора. Включение и выключение гидротрансформатора
производится с помощью маслораспределителя. Перед этим уста*
навливаются требуемые значения давления и расхода в системе:
питания.
Рис. 122. Характеристика гидротрансформатора ТП1000М в режиме
наполнения
При испытаниях измеряются крутящие моменты и частота вра-
щения насосного и турбинного валов, расход рабочей жидкости, дав-
ления на входе в гидротрансформатор и в его рабочей полости. Из-
меряемые параметры записываются на ленту осциллографа.
По результатам испытаний строятся характеристики гидротран-
сформатора: изменение крутящих моментов, частоты вращения, рас-
хода по времени (рис. 122).
При исследовании характеристик гидротрансформатора при за-
данной частоте вращения турбинного вала требуется установка-
маховика с большой маховой массой, так как в процессе наполне-
ния и опорожнения гидротрансформатора частота вращения тур-
бинного вала должна изменяться незначительно. При таких испы-
таниях может применяться и система торможения с гидротормозом,
машиной постоянного тока и системой управления, обеспечиваю-
щая поддержание установленной частоты вращения турбинного ва-
ла в процессе наполнения и опорожнения гидротрансформатора.
Испытания динамических (фильтрующих и демпфирующих)
свойств гидротрансформаторов проводят с целью определения влия-
ния их на динамику привода. Испытания проводят на специальных
стендах, оборудованных устройствами возбуждения колебаний раз-
2131
личной частоты и величины. Измеряемые параметры — частота
вращения валов и крутящие моменты записываются на ленту ос-
циллографа.
5. ЭКСПЛУАТАЦИЯ ГИДРОПЕРЕДАЧ ТЕПЛОВОЗОВ
Эффективность гидротрансформаторов и гидромеханических
передач в эксплуатации зависит от совершенства их конструкции,
удовлетворения требованиям эксплуатации в части их обслужива-
ния и ремонта.
Конструкция гидропередач должна быть ремонтопригодной.
Эксплуатация гидротрансформаторов и гидропередач произво-
дится в соответствии с заводскими инструкциями, в которых дают-
ся указания о правилах эксплуатации и ухода.
Эксплуатация гидропередач состоит из следующих основных
этапов: ввода в эксплуатацию, обслуживания во время работы,
проведения комплекса плановых обслуживаний и ремонтов.
Ввод в эксплуатацию. Перед вводом в эксплуатацию гидро-
трансформатор или гидропередача должны быть расконсервирова-
ны и обкатаны.
Для расконсервации гидропередача заправляется рабочей жид-
костью до нормы, и производится ее обкатка без нагрузки в тече-
ние 1—2 ч при минимальной частоте вращения двигателя. Консер-
вирующая смазка с наружных неокрашенных частей гидропереда-
чи удаляется. Во время обкатки контролируются температура
масла и давление в системе смазки. При обкатке многоциркуля-
ционных гидропередач поочередно включаются все гидротранс-
форматоры. После обкатки масло из гидропередачи сливается,
фильтры промываются, и производится заправка их свежим
маслом.
Масло для заправки следует применять только из числа реко-
мендованных заводом-изготовителем. Обычно применяют масло
турбинное 22 или его заменители. Смешивать различные масла не
рекомендуется. Для многоциркуляционных гидропередач, в кото-
рых переключение ступеней производится путем опорожнения и на-
полнения гидротрансформаторов, в масло необходимо добавлять
антипенную присадку ПМС-200А в количестве 0,005%, если при-
меняемое масло не содержит эту присадку. Применение присадки
уменьшает вспениваемость масла, что способствует улучшению
процессов наполнения и переключения гидротрансформаторов.
Обслуживание гидропередачи во время работы. Перед пуском
гидропередачи проверяют уровень масла в картере, состояние вра-
щающихся соединительных деталей гидропередачи, отсутствие
подтеков масла.
Температура масла в картере гидропередачи перед пуском дол-
жна быть не менее —15° С при работе на маслах типа турбинного
22. При более низких температурах необходимо производить подо-
грев масла в картере или применять специальные масла с более
низкой температурой застывания.
214
Температуру масла в процессе эксплуатации рекомендуется
поддерживать в пределах 80—90° С.
Первая замена масла в начальный период эксплуатации произ-
водится через 100—150 ч. В дальнейшем замена масла производит-
ся при плановых обслуживаниях или при снижении параметров
масла ниже допустимых норм, что определяется его химическим
анализом.
При анализе масла определяется наличие в нем механических
примесей, кислотное число, наличие воды и температура вспышки,
Увеличенное количество механических примесей в масле вызывает
повышенный износ деталей гидропередачи, повышенное кислотное
число указывает на наличие в масле водорастворимых кислот, спо-
собствующих коррозии. Наличие воды в масле не допускается.
В табл. И перечислены основные неисправности, общие для
разных типов гидропередач и гидротрансформаторов, выполненных
в виде отдельных агрегатов.
Обслуживание и ремонт. Для обеспечения работоспособности
гидропередач в эксплуатации проводится комплекс плановых тех-
нических обслуживаний и ремонтов.
Ежедневно перед началом работы производится технический
осмотр гидропередачи. Проверяется давление питательного насоса
и давление в системе смазки, отсутствие следов течи масла по разъ-
емам корпуса и поверхностям прилегания крышек и фланцев, от-
сутствие посторонних шумов. При снижении уровня масла произ-
водится дозаправка до требуемого уровня.
Техническое обслуживание проводится в зависимости от усло-
вий эксплуатации через 15—30 суток.
Промываются масляные фильтры, проверяется состояние и
производится подтяжка внешних крепежных деталей, проверяются
элементы системы управления.
После 2—3 месяцев эксплуатации проводится первый плановый
ремонт. В дополнение к работам, проводимым при техническом
обслуживании, производится ревизия элементов системы управле-
ния и блокировочных устройств.
При втором плановом ремонте, который проводится через 8—
12 месяцев эксплуатации, кроме работ, выполняемых при предыду-
щих обслуживаниях, производится промывка элементов системы
смазки, ревизия масляных насосов и фильтров, замена масла в
гидропередаче.
Третий плановый ремонт производится примерно после двух
лет эксплуатации. В дополнение к работам второго ремонта про-
изводится промывка гидропередачи маслом с целью удаления про-
дуктов износа и других отложений. Производится ревизия насосов,
отдельных подшипниковых узлов и уплотнений.
Срок службы до капитального ремонта 40—60 тыс. ч. Предус-
матривается промежуточный ремонт гидропередачи после отработ-
ки примерно половины ресурса для ревизии и замены некоторых
подшипников, замены изнашиваемых уплотнений, промывки гидро-
передачи.
215
Таблица 11
Основные неисправности при работе гидропередач 1
Неисправность Причина Способ устранения
Недостаточное давле- ние насоса системы пи- тания 1. Недостаточное коли- чество масла в гидропе- редаче 2. Засорилась сетка на входном патрубке пита- тельного насоса 3. Неисправен пита- тельный насос Долить масло до требуе- мого уровня Прочистить сетку. Произвести ревизию пита- тельного насоса. При необ- ходимости исправить или за- менить
Давление питательного насоса нестабильно; сни- жается после включения гидротрансформатора (в передачах с опоражнива- емым гидротрансформа- тором) 1. Недостаточное коли- чество масла в гидропе- редаче 2. Работа без аптипен- ной присадки 3. Наличие воды в мас- ле Долить масло до- требуе- мого уровня Добавить присадку ПМС-2000А в количестве 0,005%. Заменить масло
Недостаточное давле- ние в системе смазки гид- ропередачи Засорился фильтр в си- стеме смазки Промыть фильтр
Перегревается масло гидропередачи 1. Длительная работа на режиме, недопустимом по условиям теплоотвода (при низком передаточ- ном отношении) 2. Недостаточный рас- ход масла через тепло- обменник: а) низкое давление на- соса б) засорился холодиль- ник масла гидропередачи в) засорился фильтр в системе охлаждения Не допускать длительную работу вне области реко- мендуемых режимов Прочистить сетку на вход- ном патрубке насоса. Прове- рить уровень масла в гидро- передаче и при необходимо- сти долить до требуемого уровня Промыть холодильник масла Промыть фильтр
1 Тепловозы ТГМЗА, ТГМЗБ. Руководство по эксплуатации и обслуживанию.
М., Транспорт, 1970. 203 с.
216
Продолжение
Неисправность Причина Способ устранения
Перегревается масло в картере гидропередачи Повышенный уровень масла в картере Слить избыток масла
Крутящий момент на выходном валу ниже нор- мального или полностью отсутствует 1. Неисправность в си- стеме управления масло- распределителем 2. Заедание подвижно- го элемента маслорас- пределителя 3. Неисправность сое- динительных и переклю- чаемых элементов меха- нической части передачи 4. Засорился фильтр в системе управления Проверить исправность элементов, входящих в си- стему управления Осмотреть и при необхо- димости притереть подвиж- ный элемент маслораспреде- лителя Произвести ревизию сое- динительных и переключае- мых элементов механической части передачи Промыть фильтр
Наличие металлической стружки на сетке пита- тельного , насоса или в масляном фильтре 1. Разрушение сепара- торов подшипников 2. Отсутствие зазора между колесами из-за неисправности подшипни- ковых узлов Произвести ревизию под- шипников. При необходимо- сти заменить Произвести ревизию под- шипниковых узлов на насос- ном и турбинном валах
Подтекание масла по валам 1. Разрушение уплотне- ний 2. Повышенный уро- вень масла в картере Заменить уплотнение Слить избыток масла
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Быков Э. М. Коэффициент отдачи мощности силовых установок с гидротранс-
форматорами.— Труды семинара «Гидромеханические передачи автомобилей».
12—15 декабря 1967 г. НАМИ, 1970, с. 174—177.
2. Гавриленко Б. А., Минин В. А., Рождественский С. Н. Гидравлический привод.
М., Машиностроение, 1968. 503 с.
3. Гавриленко Б. А., Семичастнов И. Ф.— Гидродинамические муфты и трансфор-
маторы. М., Машиностроение, 1969. 392 с.
4. Гавриленко Б. А., Рымаренко Л. И. Исследование работы предельных гидро-
муфт на прозрачных моделях.— Вестник машиностроения, 1967, №2, с. 16.
5. Гавриленко Б. А., Рымаренко Л. И., Фагель Э. И. Программно-управляемый
гидродинамический привод разделенного типа.— Вестник машиностроения,
1977, №4, с. 9.
6. Гавриленко Б. А., Минин В. А. Гидродинамические муфты. М., Оборонгиз,
1959. 338 с.
7. Гавриленко Б. А., Рымаренко Л. И. Характеристики гидромуфт с наклонными
лопатками. — Вестник машиностроения, 1968, № 7, с. 15.
8. Злотник М. И. К вопросу оптимального совмещения характеристик двигателя
и гидротрансформатора — Тракторы и сельхозмашины, 1967, № 6.
9. Ильин Ю. Н. Некоторые вопросы проектирования и экспериментального ис-
следования турботрансформаторов.— Труды ВНИТИ, вып. 13, Коломна,
1961, с. 65.
10. Кочкарев А. Я. Гидродинамические передачи. М., Машиностроение, 1971,
с. 335.
И. Кочкарев А. Я., Плешанов В. Л. Характеристики гидромуфт с наклонными
лопатками при частичных наполнениях. — Энергетика, 1973. № 12, с. 17.
12. Капустин Ю. И., Пашков А. С. К расчету размеров гидромуфт по подобию.—
Вестник машиностроения, 1976, № 11, с. 15.
13. Козлов С. Н. Исследование и расчет гидродинамических муфт. — В кн.:
Гидропередачи и гидроавтоматика. Ч. II. ЦИНТИАМ, 1963, с. 128.
14. Кудрявцев А. П. Проектирование, постройка и испытание гидравлических тур-
бопередач. М. Машгиз, 1947, с. 239.
15. Мурин А. В. О влиянии положения оси вращения гидромуфты на ее харак-
теристику.— Изв. Томского политехнического института, 1961, т. 96, с.
184—185.
16. Нагорная Н. К. Расчет осевых сил в гидродинамических передачах. М., Ма-
шиностроение, 1975. 167 с.
17. Прокофьев В. Н. Гидравлические передачи колесных и гусеничных машин.
М., Оборонгиз, 1960. 300 с.
18. Рымаренко Л. И., Подлесных Н. И. Работа гидродинамических муфт в при-
водах волочильных станов. —Сб. трудов ВНИИМЕТМАШ, 1975, К® 39,
с. 125—137.
19. Семичастнов И. Ф. Гидравлические передачи тепловозов. М., Машгиз, 1961.
329 с.
20. Семичастнов И. Ф., Голованов С. С. Выбор гидротрансформаторов и гидро-
муфт для гидропередач тепловозов. М., Машиностроение, 1965, 199 с.
218
21. Тресков Ю. П., Малясов В. В. Характеристики двухступенчатого гидротранс-
форматора в режиме противовращения. — Вестник машиностроения, 1973,
№ 10, с. 44—47.
22. Туркин А. Н. Гидромуфты питательных насосов тепловых электростанций,
М., Энергия, 1974. 231 с.
23. Шенк X. Теория инженерного эксперимента. М., Мир, 1972.
24. Яременко О. В. Ограничивающие гидромуфты. М., Машиностроение, 1970.
221 с.
25. Studzinski Kazimierz. Analityczne wyznaczanie przyblizonej charakterystyki
zewnetrznej i wewnetrznej przekladni hydrokinetycznej ZE SZYTY NAUKOWE
Politechniki warszawskiej. — Mcchanika, 1960, N. 6.
26. Fluidrive News, may 1970, N. 358.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Стр.
Глава I. Общие сведения о гидродинамических передачах (Б. А. Гав-
риленко) ............................................................5
1. Основные типы гидроприводов ..................................... 5
2. Принципиальная конструктивная схема и характеристика гидромуфт 7
3. Рабочие жидкости для гидродинамических передач .... 8
Глава II. Проектирование, изготовление, исследование и эксплуатация
гидродинамического привода разделенного типа (Б. А. Гавриленко и
Л. И. Рымаренко).................................................. 10
I. Общие сведения о гидродинамическом приводе разделенного типа 10
2. Исследование модели гидродинамического привода разделенного типа 13
3. Методика расчета геометрических параметров осевой малогабаритной
гидротурбины гидродинамического привода разделенного типа . . 15
4. Эксплуатация гидродинамического привода разделенного типа в
металлургическом и другом оборудовании ............................ 23
Глава III. Проектирование регулируемых гидродинамических муфт
(Б. А. Гавриленко)..................................................30
1. Сведения, которые необходимо включить в техническое задание на
проектирование гидромуфт .......................................... 30
2. Основные уравнения гидромуфт ................................... 31
3. Полный коэффициент полезного действия гидромуфты ... 35
4. Расчет осевых сил .............................................. 36
5. Определение размеров рабочей полости ........................... 36
6. Определение числа лопаток ...................................... 43
7. Влияние наклона лопаток гидромуфт на их характеристику . . 45
8. Вопросы устойчивого глубокого регулирования гидромуфты ... 47
9. Регулирование гидромуфт......................................... 48
Глава IV. Конструктивные и технологические особенности гидромуфт,
регулируемых наполнением (Б. А. Гавриленко).........................54
1. Гидромуфты малой и средней мощности (до 2000 кВт) ... 54
2. Гидромуфты быстроходные, большой мощности (свыше 2000 кВт),
регулируемые заполнением........................................... 64
Глава V. Проектирование, изготовление и эксплуатация замкнутых гид-
ромуфт (Л. И. Рымаренко)............................................82
1. Техническое задание и исходные данные для проектирования замк-
нутых гидромуфт ................................................... 82
2. Выбор типа и расчет геометрических параметров замкнутых гидро-
муфт .............................................................. 85
3. Конструкции и основные типы замкнутых гидромуфт .... 89
4. Тепловая напряженность и расчет теплового режима замкнутых гид-
ромуфт .............................................................101
220
Стр.
5. Динамика привода с замкнутыми гидромуфтами при эксплуатации
крупных машин.....................................................103
6. Изготовление замкнутых гидромуфт...............................108
7. Эксплуатация замкнутых гидромуфт в различных машинах и обо-
рудовании ........................................................109
Глава VI. Классификация и принцип действия гидравлических передач
(И. Ф. Семичастнов)................................................116
Глава VII. Расчет гидротрансформаторов (И. Ф. Семичастнов) 125
1. Определение основных размеров колес одноступенчатого гидротранс-
форматора первого класса ........................................ 125
2. Особенности расчета многоступенчатых и комплексных гидротранс-
форматоров .......................................................144
3. Определение основных размеров колес гидротрансформатора методом
подобия...........................................................147
Глава VIII. Построение характеристик гидротрансформаторов (И. Ф.
Семичастнов)......................................................149
Глава IX. Регулирование работы гидротрансформаторов................159
Глава X. Профилирование лопаток, изготовление рабочих колес гидро-
трансформаторов и конструкции гидропередач тепловозов (И. Ф. Се-
мичастнов) ...................................................... 163
1. Профилирование лопаток колес гидротрансформаторов .... 163
2. Изготовление рабочих колес.....................................172
3. Конструкции гидропередач тепловозов...........................175
Глава XI. Влияние типа характеристики пускового гидротрансформатора
на разгонные качества тепловоза с гидравлической передачей
(В. С. Руднев).....................................................182
Глава XII. Выбор параметров двигатель-гидродинамических силовых
приводов (Э. М. Быков).............................................188
1. Синтез двигатель-гидродинамических силовых приводов оптимальных
параметров........................................................190
2. Синтез двигатель-гидродинамических силовых приводов при заданных
характеристиках их элементов .................................... 192
Глава XIII. Испытания гидротрансформаторов и эксплуатация гидропе-
редач тепловозов (Ю. П. Тресков)...................................200
1. Стенд для испытаний гидротрансформаторов.......................201
2. Энергетические испытания гидротрансформаторов..................204
3. Испытания гидротрансформаторов при частичном наполнении рабочей
полости...........................................................206
4. Специальные испытания ( • 210
5. Эксплуатация гидропередач тепловозов..........................214
Список литературы . . . ...........................218
ИБ № 2377
Борис Александрович Гавриленко
Иван Федорович Семичастнов
Леонид Иссирафилъевич Рымаренко
Владимир Сергеевич Руднев
Эдуард Моисеевич Быков
Юрий Павлович Тресков
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Редактор И. П. Ошерова
Технический редактор Н. Н. Скотникова
Корректор Л. Я. Шабашова
Переплет художника О. П. Калинина
Сдано в набор 19.11.79
Подписано в печать 18.02.80
Т—00855 Формат 60X9071®
Бумага типографская № 2
Гарнитура литературная. Печать высокая
Усл. печ. л. 14,0 Уч.-изд. л. 14,1
Тираж 13000 экз. Заказ 3060 Цена 85 к.
Издательство «Машиностроение», 107885,
Москва, ГСП-6, 1-й Басманный пер., 3
Московская типография Хе 8 Союзполиграфпрома
при Государственном комитете СССР
по делам издательств, полиграфии и
книжной торговли.
Хохловский пер., 7.
ГИДРО-
ДИНАМИЧЕСКИЕ
ПЕРЕДАЧИ