/
Автор: Нижевенко М.Д.
Теги: машиностроение механика гидромашины гидропривод гидромеханика гидравлика
Год: 1968
Похожие
Текст
Ленинградская ор*2»гн1а?тия общества «Знание» РСФСР
--»*w
ЛЕНИНГРАДСКИЙ ДОМ
1ШЧНО-Г£ХНИЧССлО,1 ПРОПАГАНДЫ
ГИДРОПРИВОДЫ
И ГИДРОАВТОМАТИКА
Часть I
Ленинградскоi,организация общества 'Знание РСФСР
ЛЕНИНГРАДСКИ!'! дом научно-технической пропаганды
ГИДРОПРИВОДЫ И ГИДРОАВТОМАТА
Часть I
Материалы к 5-и Ленинградской
научно-технической конференции
16-19 января
Под редакцией “.Д.Нихевенко
Ленинград
1968
5-я Ленинградская научно-техническая конфе- '
ренция-"Гидроприводы и гидроавтоматах^ выво-
дится Ленинградским Домом научно-технической
пропаганды совместно р Ленинградским облает- '
ннм советом научно-технических обществ и от-
раслевой научно-исследовательской лаборатори-
ей гидроприводов и спецгидрооборудования при
Ленинградском механическом институте.
В.Д.Брилль, Ф.Г.Страдов
ОЦЕНКА ОСОБЕННОСТЕЙ НЕКОТОРЫХ ВИДОВ РАСПРЕДЕЛЕНИЯ
Современное проектирование машин все в большей мере предъ-
являет требования к гвдроприводу как в части увеличения пе-
редаваемой мощности на единицу веса, так и в части увеличе-
ния быстродействия. При этом рад технических задач обуслов-
ливает использование гидропривода раздельного исполнения с
удалением насоса и гидромотора на значительное расстояние
друг от друга. Поставленные требования в известной мере оп-
ределяет кинематику машины в целом, а такие ее отдельные
элементы, в том числе конечно и тип распределителя, кото-
рый является, как известно, наиболее уязвимым звеном гид-
равлических передач. В связи с этим в нашей лаборатории
распределительные устройства были подвергнуты критическому
анализу применительно к разновидностям гидравлических ап-
паратов (см.таблицы).
При выполнении вышеперечисленных требований использова-
ние торцового распределения в общепринятом исполнении не
всегда представляется возмохным. Нами были проведены кон-
структивные мероприятия, делающие возмохным применение это-
го типа распределения для быстроходных машин ограниченной
мощности. Принятое конструктивное направление как в реше-
нии распределения, так и в отношении всей машины позволяв!
проводить относительно простое агрегатирование мазин в бло-
КИ-В следящих гидроприводах с большой точностью и плав-
ностью хода известные промышленные образцы гидромашин с
цапфенным распределением не находят применения. Однако для
тихоходных одноходовых машин с качающимися цилиндрами цап-
фенное распределения с обязательным применением компеиси-
ТяЪлиц о /
Пa partem рь / й It *4 5 0бС1ИО Че'ННЯ Гидро на.'осы |
М-60 нн 75 М-150 ВН-200 м-зео ЛИ-fSK л/м» \лн-5 ЦН-к М-Зкс 0H-35L
Номинальная МОЩНОСТЬ Уаминалбные обороты fl- С. Об/ /мш Л П, 6В 1800 75 1450 150 1650 180 1650 83 100 320 1500 1530 1500 6000 1500 5 5800 5 6000 3.52 1500 ги 750
Нстинамныь момент к гм Pin 24 100 57,2 16,4 320 153 150 716 1900_ 0,62 0,36 1.68 260
Номинальное давление кг/ t ten Р 320 150 150 60 •%, 80 100
ооисбодительность б/ /Мин Q 210 105 210 810 960 4500 12000 37,5 21 '68 1220
Удельный рабочий p6i2m 115 152 304 550 630 3230 8960 6,5 35 66 Я 1530
Число портной шт. 3 10_^ 7 28 16 16 fl 18 74 5 f4 18
Числе 88 хоЫ поршней Мгн, '"fai /7Л 1600 1000 1000 1050 1250 750 750 5800 6000 1500 750
vic без мосла кг G 60 300 1200 160 500 6320 5000 /г 6 7 14.87
Удельный бес кг/ /ЛС. Р 1.0 4,о, 8.0 6/2 1,56 2.S8 1.1 8,4 112 г 54
Расчётный КЛ.Д. -Т 1 0.0 ор 09 0.9 ОД V 09 в 085 0,9 085 0,85
Стадия разработки Рабсчий проект Г я |Н Опытный образец. изгатаб/ибоетея опытный е&ощ. Рабочий проект ь? Hl S £ £ * Ц Имеются проектные материалы и изео- таблибсются опыт- ные образцы
Таблица 2
Параметры 11 § s Гидромоторо!
ЛН-2 /м-b ЛМ-13 BN-W fiNK-JS лмъ лн-юс ЛМ-П5 * ЛМ-4 OHf30 лм-зк лм-зр ЛН-ЛО
Поминальная марикп. ЛС Рн 2 6 18 70 75 75 100 135 180 4 30 3 3 550
Номинатные обереги Номинальный момент Нвминольнее доблгмн ^/мин КГМ %»1 Пн №00 0000 320 гм> *%0 1800 50 320 300 570 8000 ОА 50 6000 100 Ю+20
Мн Р 0Л36 № 0,П7 215 156 150 /832 320 0.36 2J6 21000
20 100 220 по 150 150 100 40 64 150 80 100
Преизбооиысльнкть П/ /мин Q 15 155 81 210 120 120 300 405 810 100 23 174 2640
Удельный/аддш aftm 9- зл 17 1550 754 3780 11200 6530 1350 3000 8 1600 3.7 67 132000
Висло поршней Ук*о Зб ееМкрамЛ шт X 5 14 10 5 14 20 7 9 14 14 10 5 9 13
66-аы /мм Пп 5000 дООО ~w/r fao 1280 WZ Ли '1&Г /за 50 1280 10Ю/ /Isa 8000 1№г х880 6000 100 ^60
Вес ба поено кг 6 7 6 72 80 700 400 715 200 780 if 90 4 15
Удельный бее. кг/ /лс 9 4* 1,0 4 1,13 Яз 53 7JS 1,48 42 1,13 3 465^ 1.3 5
Вхчешнй КЛ.Д. — 7 0/5 0/5 09 0.9 09 485 0.9 0,9 09 Ц75 485 Q9 99 085
Стадия рпроболн^ h <1* I? I? И h |1 h 'll $ г Инсются проектные материалы и измгтоВни - баются опытные с^ызяцы •
рующих устройств обеспечивает требование точности и равно-
мерности движения, предъявляемые к специальным приводам >
обладает значительным резервом к удовлетворению более жест-
ких требований.
При исследовании было выяснено, что при высоких мощностях
(порядка ТООО л.с.) увеличение расхода жидкости налагает '
ограничение на применение центральных распределительных и
подводящих каналов и более рациональным оказывается рядное
расположение цилиндров и золотниковое распределение. Нали-
чие индивидуального распределителя для каждого цилиндра (с
общим приводом на все распределители) позволяет производить
настройку при сборке, тем самым обеспечивая необходимую
точность работы при сравнительно невысоких требованиях ж
точности изготовления.
Клапанное распределение не позволяет получить реверсив-
ную гидромашину, поэтому не применяется в источниках гид-
равлической энергии следящего привода, хотя и обладает ря-
дом преимуществ по сравнению с другими типами распределе-
ния. Однако последние работы лаборатории по схемам объем-
но-дроссельного регулирования делают возможным применение
в системах следящего привода гидронасосов с клапанным рас-
пределением.
В настоящее время лаборатория обладает рядом опытных
образцов с различным типом распределения:
I. Тихоходный гидромотор ЛМ-1ОО. Тип распределения -
цапфенный с автоматической выборкой зазора, и встроенными
компенсаторами.
2. Высокооборотные гидромоторы ЛМ-6, изготовленные в
количестве 8 экспериментальных образцов. Распределение тор-
цовое, с гарантированным зазором. В настоящее время прово-
дятся работы по подготовке к запуску в производство пер-
вой опытной партии.
3. Насосы и гидромоторы ЛМ-200 и ЛН-200 изготавливаются
опытной партией в количестве двух насосов и четырех гидро-
моторов. Один из насосов и два гидромотора прошли приемо-
сдаточные контрольные испытания на заводе-изготовителе и
з ближайшее время будут подвергнуты развернутым стендовым
испытаниям в лаборатории.
4; Насосы ЛН-75. Распределение клапанное. Изготовлен ь
количестве двух опытных образцов с целью выявления раоих
способности распределения и шатунно-поршневых групп с
ростатическими подшипниками на высоких давлениях.
6
Из приведенного рассмотрения основных направлений ра-
бот лаборатории, связанных с распределительными устройст-
вами гидравлических машин, следует, что работы лаборатории
практически охватывают большинство требований, предъявляе-
мых к современному гидроприводу. При этом все рассмотренные
решения подчинены задаче максимального облегчения как усло-
вий функционирования распределительных устройств,так и сни-
жения точностных требований по изготовлению и устранение
влияний упругих деформаций и износа, вызывающих искажение
геометрических размеров.
Б.И.Ершов, В.И.Амелин
О НОВЫХ СХЕМАХ ГИДРОМАШИН
Разработанные в последнее время гидромашины со скани-
рующим движением блока цилиндров дополняют все существую-
щие типы насосов и гидромоторов, по меньшей мере, двумя но-
выми:
а) высокооборотными гидромоторами (насосами), отличаю-
щимися характером движения блока цилиндров ;
б) высокомоментными гидромоторами, отличающимися спосо-
бом получения внутренней редукции.
Одновременно расширяется область применения гидростати-
ческих передач за счет качеств, обусловленных особенностью
кинематики этих гидромашин. Прежде всего следует обратить
внимание на возможность создания агрегатов, работающих на
высоких и сверхвысоких давлениях без снижения работоспосоо-
ности и на возможность создания на базе их компактных кон-
струкций мотор-редукторов различных типоразмеров и различ-
ной редукции внутренней передачи, использующей планетарное
движение блока цилиндров.
Гидромашины высокого давления относятся к типу радиаль-
но-поршневых (рис.1). Блок цилиндров, установленный на шей-
ке эксцентрикового вала, удерживается от вращения специаль-
ным устройством. (На рис.1 показан универсальный шарнир;
7
однако в реальной машине это может быть параллелограммное
устройство или элемент муфты Ольдгейма). При повороте экс
центрикового вала блок цилиндров удерживается от вращения*
указанным устройством и совершает плоско-параллельное или
сканирующее движение. Это основное отличие рассматриваемой
гидромашины от всех существующих. ь
Рис.1.
Как подтверждают детальные
проработки, наиболее перспектив-
ной формой статорного кольца яв-
ляется круглый статор с внутрен-
ними плоскими участками в зоне
расположения каждого поршня, т.е.
когда нечетному числу поршней со-
ответствует такое хе число плос-
ких участков статора. Поршень опи-
рается на плоский участок подпятником, способным восприни-
мать большую нагрузку,и таким образом, работать при больших
давлениях рабочей жидкости в полости цилиндра. Что касается
шатунного и коренных подшипников эксцентрикового вала, то
они не имеют осевой нагрузки и их подбор по грузоподъемнос-
ти не вызывает затруднений.
Как показано на кинематической схеме (рис.2), подпятни-
ковая опора, помимо восприятия нагрузки, может выполнять
роль распределителя
рабочей жидкости. В
этом случае канал,
проходящий через пор-
шень и подпятниковую
опору, подключается
по мере поворота экс-
центрикового вала то
к сливной, то к на-
гнетающей магистрали
статора. В каждом на-
гнетающем канале на-
соса должен быть уста
8
нс лен обратны» клсыан,нреп9тстх>у<ьмий пер/теканию хид ости
из канала высокого давления в канал слива при цикле всасыва-
ния или при недействующем насосе.Таким образом, о уществимо
распределение жидкости самим пориием через подпятниковую
опору. В данной схеме имеет место индивидуальный подход
кидкости к каждому цилиндру, а это значит, что число пе-
реключений, выполняемых в процессе работы, не зависит от
числа цилиндров в насосе. Долговечность элементов распреде-
лителя следует ожидать бальную, чем в случае торцового рас-
пределителя с серповидным окном, когда кэнаживаетсн пере-
мычка, через которую переходят окна всех циливдроэ. Насос
с клапанами в распределительных каналах является необрати-
мым.
Чтобы создать гидромотор, следует видоизменить принцип
распределения жидкости, для чего может быть использован сам
эксцентриковый вал. На схеме (рис.З) е показан весь путь
жидкости к цилиндрам, однако легко п. .ствить, что, выпол-
нив проточки на эксцентриковом валу инриной меные ширины
блока цилиндров, получим полость высокого давления к равно-
великую полость низкого давления, симметричные относительно
плоскости у-д/ . С плоскостью#-# совпадают -оси шатунной и
коренной меек эксцентрикового вала. Ширина перемычки меаду
указанными полостями равна
(при нулевом перекрытии)
диаметру канала, ведущего
к полости цилиндра. При по-
вороте эксцентрикового ва-
ла и сканирующем движении
блока цилиндров полости
последнего поочередно под-
ключаются к полостям высо-
кого давления.
Вращение эксцентрикового
вала происходит под дейст-
вием сил рх, р2, .... рп ,
равнодействующая которых"Рр"
Рис.З.
9
Нь плече, равном эксцентриситету создает вращающий мо-
мент. Чтобы исключить возможность возникновения больиих сил
трения, ширина распределительных полостей делается такой,*
чтобы сила, прижимающая блок цилиндров к вращающейся вей-
ке эксцентрикового вала "Гр"» уравновешивалась силой отжи-
мающей ВРЭ", действующей в распределительной полости. Вместе
с лЮчается опасность повышенного износа распредели-
тельного узла.
Гидрома кины, построенные по рассматриваемой схеме, будут
обратимыми и реверсивными.
Как уже отмечено, используя планетарное движение блока
цилиндров конструктивно просто решается вопрос создания мотор
редуктора, рассчитанного на большую или малую мощность. Здесь
следует заметить, что отечественная промышленность не распола-
гает тихоходными гидромоторами малой мощностили' создание ком-
пактной конструкции мо то р-ре дуктора отвечало бы запросам
промышленности.
Для создания мотор-ре-
дуктора на базе гидромотора
со сканирующим движением
блока цилиндров наиболее
удобной является планетар-
ная передача типа К-Н-V •
Кинематическая схема мотор-
редуктора показана на рис.4.
Один зубчатый венец крепит-
ся ка блоке цилиндров, а
другой - на венце выходного вала. Все остальные узлы (экс-
центрик, звено, удерживающее блок от вращения) являются эле-
ментами мотора и редуктора одновременно. По данной принци-
пиальной схеме с некоторыми конструктивными изменениями был
выполнен опытный образец.
В.В.Коновалов
РЕГУЛИРУЕМЫЙ РОТОРНО-БИКЛШВНЫЙ НАСОС
Проблема создания достаточно простых и дежевых объемных
регулируемых гидронасосов на давление 200*300 кг/см^ и ско-
рость 3000*5000 об/мин для общепромышленного использования
в настоящее время стала еще более актуальной в связи с не-
обычайно широким распространением гидроприводов.
В поисках решения этой проблемы в Тульском политехни-
ческом институте (ТПИ) была разработана новая конструкция
высокооборотного регулируемого роторно-биклапанного насоса
НБР-IO, отвечающая следующим основным требованиям: постоян-
ство зазоров по уплотняемым поверхностям, т.е. самоустанов-
ка, самоприрабатываемость и самоуплотнение замыкателей;
перемещение замыкателей под перепадом давления близко к
нулю, относительная скорость по уплотняемым поверхностям
не более 2*3 м/сек; замыкатели находятся под перепадом дав-
ления только вблизи линии раздела зон всасывания и нагнета-
ния, т.е. работают по циклу "нагружение-отдых"$ вращение
ротора происходит непосредственно движением процесса выте-
снения жидкости, т.е. рабочего процесса насоса; отсутствие
прецизионных пар и полная взаимозаменяемость основных эле-
ментов гидромажины (торцовых уплотнений, распределителя,
клапанов и т.д.).
В статорной части насоса (рис.1), состоящей из корпуса
I и крышки 2, на поджипниках качения П1 и П2 вращается экс-
центриковый вал 3, на котором посажен с помощью игольчатого
подшипника вытеснитель 4. Для герметизации рабочей камеры,
камеры вытеснителя, от дренажной полости насоса применены
резино-металлические торцовые уплотнения 5, которые благо-
даря поджатому резиновому слою могут компенсировать торцо-
вое биение вытеснителя и износ.
В прямоугольных радиальных люках статора помещены восемь
замыкателей, каждый из которых состоит из двух плоских виль-
чатых клапанов статора 6 и двух пластинок-клапанов вытесни-
теля 7. Последние с помощью специальной шарнирной подверг» и,
U
тоящек из двух тяг, пружинод». ркагеля с рессорными г
танками, оси и уравнительного ролл 4, прижимаются к вь v
телю и к клапанам статора, которые в свою очер :ь прижимают-
ся к плоскостям люков статора. Крышками 9 люкоь ^лапаны ста-
тора через резиновые подушки прижаты к торцовым уплотнениям.
Таким образом, неподвижные клапаны статора осуществляют гер-
метизацию зон нагнетания и всасывания по торц< i вытеснителя
и по цилиндрической поверхности торцовых уплотнений, а по-
движные клапаны вытеснителя-по цилиндрической поверхности
вытеснителя.
щелевое уплотнение между вилками клапанов статора и тор-
цами вытеснителя легко рассчитывается аналитически и практи-
чески выполняется с зазором 0,02*0,03 мм.
Рис.1. Реiyлируеиый роторно-биклапанный
иасос НБР-10.
При вращении вала насоса 'вытеснитель <=овв’“”в"«
тельное двоение по огруиость радиус <? каиврс зоны вс»-
ытеснителя), и при ттом возникают в р 1 Масло
сывания и нагнетания с поворачивающейся лянне ра
12
засасывается я нагнетается через распределительную камеру
насоса по каналам У и У1, которые плосккм дисковым золотин-
ком 12 соответственно подключаются к всасывающему I и нагне-
тательному П каналам.
Золотник приводится в поступательное движение по окруж-
ности радиуса Ер валом насоса через эксцентриковую втулку
13, ( ЕР - эксцентриситет втулки). Движение на втулку пере-
дается через винт 15, который удерживается от приворота япон-
ками в расточке вала (см.рис.1). Золотник состоит из двух
дисков, между ними в специальных канавках помещены два ре-
зиновых кольца. Такая конструкция золотника позволила вы-
полнить его гидравлически разгруженным и самоподвижным, бла-
годаря чему обеспечивается примерно постоянное контактное
напряжение на трущихся поверхностях и компенсируются неточ-
ности изготовления, износ и деформация корпуса распредели-
тельной камеры в работе.
Регулирование насоса НБР-IO осуществляется перепуском
жидкости из полости нагнетания в полость всасывания за счет
расфазировки движения распределителя и вытеснителя, которое
производится поворотом эксцентрика распределителя. Для этой
дели предназначен гидроусилитель, его пориень 17 связан че-
рез подшипник ПЗ с винтом 15 и повторяет в точности движе-
ние управляющего золотника 16. При такой регулировке требу-
ется значительно меньше усилий и механизм регулятора полу-
чается намного компактней и проще, чем при регулировании за
счет изменения эксцентриситета.
Подвод масла к гидроусилителю производится по каналу Ш
от подпиточного насоса под давлением 8*10 кг/см2, а слив -
в дренажную полость насоса, откуда масло отводится по кана-
лу 1У (на рис.1 показан штриховыми линиями).
Максимальная производительность насоса получается при рас-
положении линия эксцентриситетов и б^под углом 90°. Гео-
метрическая производительность роторно-биклапанного насоса
определяется выражением
Q z = 2 D8> г*- 2 • sui с£t
где D - диаметр вытеснителя, см;
В - ширина вытеснителя, см;
2 - пиличество замыкателей, четное число;
- угол между линиями и £ ;
п - скорость вращения вала насоса, об/мин.
Благодаря тому, что в данном насосе с больиой скоростью
вращается лишь приводной вал, а все остальные элементы со-
вершают поступательное движение по окружности малого радиу-
са ( - 0,003 м), относительная скорость скольжения
по уплотняемым поверхностям составляет незначительную вели-
чину (при rv 6000 об/мин скорость скольжения линь I,88M/cei
Это позволило принять в насосе НБР-IO стальные каленые
распределитель (золотник) и торцовые уплотнения (сталь ШХ15,
- 62).
Интересно отметить особенность работы замыкателей в насо-
се. Каждая пара клапанов статора и вытеснителя находится под
перепадом давления один раз за оборот вала в течение поворо-
та на угол , а остальную часть поворота клапаны находят-
ся в гидравлически разгруженном состоянии. Этим обусловлено
незначительное перемещение клапанов под нагрузкой, к тому
же в условиях чисто жидкостного трения, так как масляная
пленка восстанавливается за время "отдыха* клапанов.
Важным преимуществом данной конструкции является то, что
пружины клапанов вытеснителя при работе не деформируются, а
находятся в состоянии постоянного предварительного расчетно-
го поджатия. Это достигается благодаря специально сконструи-
рованной подвеске клапанов, размеры элементов которой опре-
делены по выведенному уравнению.
Все отмеченные особенности и преимущества роторно-бикла-
панного насоса НБР-IO были полностью подтверждены в ходе экс-
периментальных исследований и испытаний двух опытных образ-
Техническая характеристика насоса НБР-10
. ГУ. тл «..3/лЛ
Удельный объем .........
Давление
рабочее ••••• ................... ..*•
максимальное .............. • .........
Скорость вращения ........................
Объемный к.п.д............................
о
200 кг/см*
300 кг/смг
до 6000 об/имя
0,98*0,95
14
Общий к.п.д............... • • 0,92*0,9
Бес.........•••••• ••••!! кг
Вес на единицу мощности........0,38 кг/нвт
Рабочая жидкость ......... масжо АУ ГОСТ 1642-50
или И1Г-10 ГОСТ 6794-53
Необходимо отметить, что все детали насоса были изготов-
лены из стали и при конструировании не преследовалась цель
получить наилучший весовой показатель. Простые подсчеты
показывают, что при изготовлении части деталей из алюминия
и пластмассы можно весовой показатель снизить до 0,25кг/квт,
а при увеличении удельного объема до 20 см3/об довести его
до 0,1*0,15 кг/квт.
Экспериментальные исследования насоса проводились на
специально созданном для этого стенде в лаборатории гидро-
привода и гидроавтоматики ТПИ. Насосы испытывались по замк-
нутой схеме с подпиточным насосом. Температура масла в сис-
теме поддерживалась постоянной с точностью +5° С при помощи
регулируемого теплообменника.
На рис.2 приведены типичные зависимости объемного к.п.д.
и механического к.п.д. от перепада давления при различных
удельных объемах - и при постоянной температуре 35°С я
л 3150 об/мин. Насос испытывался в диапазоне скоростей
15
500*5500 об/мин и с увеличением скорости его к.п.д. Непре
меино возрастал. Расчетных значений к.п.д. не было’получени
из-за некоторых дефектов изготовления, основным из которых
является неплоскостность уплотнительных поверхностей прямоу-
гольных люков статора. Эти поверхности должны были обрабаты-
ваться протяжкой, но по производственным соображениям они
обрабатывались вручную слесарным способом. Это была основ-
ная трудность при изготовлении насоса. Все остальные дета-
ли были изготовлены на универсальном оборудовании без ка-
ких-либо затруднений.
По высшему для данного насоса 2-му классу точности вы-
полнялись посадочные места подшипников, посадка крышки ста-
тора в корпус, размеры основного пояска дискового золотни-
ка и посадка вильчатого клапана статора на вытеснитель.
Заметное снижение к.п.д. насоса при регулировании (умень-
шение удельного объема) объясняется значительной величиной
абсолютных объемных и механических потерь, а также некото-
рыми конструктивными ошибками, которые были выявлены в ходе
экспериментальных исследований и которые, очевидно, невозмож-
но было избежать в опытном образце насоса.
В общей сложности насосы отработали под выгрузкой пример-
но по 300 часов. При этом поломок деталей и заметного изно-
са не было, что дает основание предполагать высокую долго-
вечность роторно-биклапанных гидромашин, учитывая изложен-
ные выше особенности их конструкции.
Данная гидромалина является обратимой и испытывалась в
режиме гидромотора, в результате чего были отмечены плав-
ность и бесшумность в работе, легкий запуск и регулирова-
ние, диапазон устойчивых скоростей 150 ♦ 5000 об/мин.
А.А.СММрНйГ
ТРАНСПОРТНЫЕ ГИДРООБЪЕМНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
На Людиновском тепловозостроительном заводе ведутся ра-
боты по созданию нового типа поршневой гидрообъемной пере-
дачи ГНД-2 для маневрового тепловоза.
Поршневая гидрообъемная передача ГНД-2 состоит из насо-
са регулируемой производительности и нерегулируемого мото-
ра. Насос выполнен по обычной схеме регулируемых радиально-
поршневых насосов с изменяющимся эксцентриситетом, а мотор -
по схеме шатунно-кривошипного механизма со звездообразным
расположением цилиндров.
0тличите,7ьной особенностью этой передачи является то,
что цилиндры насоса и мотора имеют прямоугольную форму в
поперечном сечении. Такая форма рабо< ; полостей позволяет
не только снизить в 8-10 раз вес передачи, но создать мощ-
ную качественно новую машину, отличающуюся от известных
конструкций высокой компактностью, надежностью и экономич-
ностью, т.е. в полной мере отвечающую требованиям транспорт-
ной передачи.
Компактность машины обеспечивается в первую очередь тем,
что в заданных контурах объем рабочей полоЬти прямоугольне-
го цилиндра будет значительно больше объема круглого цилин-
дра. Конструктивно корпус мамины, а также рабочий механизм
могут быть выполнены намного компактней, чем эго возможно
в машинах с круглыми цилиндрами. Это, в свою очередь, дает
возможность перейти на более высокие обороты, за счет чего
дополнительно повысить мощность машины в тех хе размерах.
К точу же следует учесть, что по своей природе машина с
прямоугольными цилиндрами позволяет работать на более высо-
ких давлениях.
Надежность машины обусловливается тем, что трущиеся по-
верхности сопрягаемых деталей механизма (поршень - зеркало
цилиндра, поршень - шатун, шатун - кривошипная шейка) вы-
полняются более развитыми, чем это возможно при круглых ци-
линдрах, давления распределяются более равномерно по, поверх-
ностям, что я приводит к значительному снижения hdKc
ных удельных давлений в трущихся парах. Н14&ль^
В известных конструкциях машин с кривошипно-иатун
ханизмом наиболее слабым эвеном является сочленение Ме"
с шатуном из-за высоких значений удельных нагрузок. о°₽ШНв
поверхность шатуна имеет площадь, составляющую примепП°₽Ная
площади поршня. Это значит, что средние удельные нагру° °Л
на шатуне в 2,5 раз выше, чем давление в рабочей полости*
1рк прямоугольной же форме цилиндра площадь опорной по *
iOCTM шатуна можно развить до 0,73 площади поршня. Ес?/Т"
круглом цилиндре эпюра удельных давлений на шатун представ
ляет из себя тело вращения с неравномерным распределением '
нагрузки по опорной поверхности шатуна, то в прямоугольном
цилиндре эта эпюра в известном приближении представляет из
себя призму, нагрузка распределена почти равномерно. Анали-
тически подсчитано, что только за счет применения такой фор-
мы цилиндра средние значения удельных нагрузок на шатун мож-
но снизить в 2,65 раза по сравнению с круглым цилиндром (при
равных давлениях рабочих жидкостей). Кроме того, прямоуголь-
ная форма цилиндра позволяет осуществить эффективную гидрав-
лическую разгрузку в месте сопряжения поршня с шатуном; что
практически невозможно при круглой форме цилиндра.
Высокая экономичность передачи обеспечивается:
а) высоким механическим к.п.д. машины вследствие широких
возможностей применения гидравлической разгрузки и рбеспече-
чия жидкостного трения во всех звеньях шатунно-кривошипног
механизма;
б) высоким объемным к.п.д. вследствие уменьшения фронта
утечек и уменьшения зазоров в распределительных органах и
в поршневой группе. Создаются также более благоприятные у
ловия работы цапфенного распределителя, когда зазор ме
цапфой и ротором выбирается в сторону низкого давл^ни^ сИ-
специальных разгрузочных систем может быть задана лю oJ.Q
ла, с которой ротор прижимается к цапфе со стороны в пре-
давления, что приводит к снижению утечек в цапфенном
Делителе. прй'
Прямоугольная форма цилиндра поршневой машины
16
Рис. Передача ГН Д-2 на ст<
втекает знание специалистов различна направлений. дост
очн( вспомнить, например, известные проекты и создан* и
гателей внутреннего сгорания с прямоугольной, частности^
квадратной, формой цилиндров. Известно, что над применением
такой формы цилиндра в гидрообъемных машинах работают неко
торые фермы ФРГ и США. В Советском Союзе известны работы
Уральского автомобильного завода по применению роторно-порщ
нево? гидрообъемной передачи с плоскими поршнями на автомо-
^Ил Урал-355 ИГ* грузоподъемностью 3500 кг.
Лцдниовском тепловозостроительном заводе найдены прак
тыческие решения ряда основных вопросов, возникающих при
оздани! передачи с прямоугольной формой цилиндров.
Проведе!рые на заводе предварительны^ испытания опытно-
го образца передачи ГНД-2 (рис.) показали работоспособность
основных узлов малины, надежность уплотнения, общую эконо-
мичность передачи и подтвердили'правильность выбранного на-
правления для создания транспортной гидрообъемной передачи
большой мощности.
С.Г.Латыпов
ВОПРОСЫ ВЫБОРА ОПТИМАЛЬНЫХ КОНСТРУКЦИЙ
МАЛОГАБАРИТНЫХ ВЫСОКООБОРОТНЫХ ШЕСТЕРЕННЫХ НАСОСОВ
ВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЯ (МВШНВД)
В данной работе применительно к двухшестеренной схеме
насоса с наружным зацеплением без гидравлической компенса-
ции торцового зазора рассматриваются некоторые вопросы оп-
тимальности конструкций, являющиеся частью общей проблемы
создания оптимальных конструкций лестеренных насосов. При-
менительно к МВШНВД можно выделить следующие вопросы:
Т. Выбор соотномения между оптимальными величинами_<исел
оборотов и давления, обеспечивавшими ^кси^^нугJSSJo
при максимальном к.п.д. При этом прь °линаковых м{}л*шев
предпочтение отдается насосу, способному развивать
давление.
2. Выбор размеров качающего узла.
20
3. Выбор конструкции осев насоса и связанных с ники дета-
лей торцов опор.
4. Выбор типа и конструкции подшипников.
5. Выбор разгрузочных устройств.
б. Выбор конструктивной схемы и компоновки, обеспечи-
вающих наибольшие простоту, к.п.д. и надежность.
Теоретические выкладки по первому вопросу занимают боль-
шой объем, поэтому для сохранения возможности анализа оп-
тимальности конструкций без подробного рассмотрения и оп-
ределения максимального к.п.д. укажем на следующее. Расче-
ты и эксперимент показывают, что в довольно широком диапа-
зоне изменения скоростей вращения и давлений к.п.д. насоса
незначительно отличается от максимального, определенного
при оптимальных оборотах и давлении. Поэтому не приводя
здесь теоретического определения оптимальных скорости и
давления, анализ оптимальности МВШНВД проведем для насоса,
давление,скорость и мощность которого назначены предельно
, возможными.
Рассмотрим МВШНВД с производительностью не более 10л/мин,
весом до 0,5 кг, работающие при самовсасывании с погруже-
нием в масляную ванну с рабочей жидкостью вязкостью 4-
8 с-стокс при температуре 50°С.
На основании предварительной оценки возможностей само-
всасывания и работоспособности опор, в качестве первого
приближения можно выбрать максимальное предельное давление
250 кг/см^ и скорость до 30000 об/мин. Это определяет удель-
ную подачу проектируемых МВШНВД в пределах до I см3/об. С
другой стороны, удельная подача определяется соотношением
диаметра и ширины шестерни. Математически можно показать,
что требуемая удельная подача обеспечивается минимальным
объемом (габаритом) качающего узла, если диаметр шестерни
равен ее ширине. Реальные условия обеспечения необходимой
точности, хорошей приработки и жесткости настолько противо-
речат указанному условию минимального занимаемого объема
качающего узла, что приходится, напротив, существенно умень-
t шать ширину шестерни и соответственно изменять число зубь-
ев или диаметр для сохранения удельной подачи.
21
Наиболее подходящее для МВИНВД отношение шИр1н
ня к модулю равно й • 1,5*4. ecieP-
Для принятых скоростей вращения наружный диаметр
рен получается тогда равным 15*17,5 мм. ₽ иесте-
Если хе произвести дальнейшее уменьшение диаметра (
пример до 10 мм), то сохранить мощность можно за счет ~
которого увеличения пряны шестерни и появления в f>3 ’
дальнейшего повышения оборотов. НОсти
При уменьшении диаметра с 17 до 10 мм размер его стано-
вится настолько незначительным, что начинает играть роль б
лее полное прилегание и приработка торцовых поверхностей.^»
занным обстоятельством, видимо, можно объяснить получение
объемного к.п.д., близкого к I, при давлении 100 кг/см2 j
насоса с диаметром шестерни 10,7 мм.
Однако, ввиду относительно больших нагрузок, достаточно
работоспособных подшипников для данного насоса отыскать не
удалось.
Экспериментально проверенные величины уплотняющих пере-
мычек, включая канавки для выхода шлифовального инструмен-
та, равны 1,5 * 2,5 мм.
Имея эти ограничения и задаваясь максимальным модулем
при минимуме зубьев, находим величину диаметра осей насо-
са, которая для выбранного ранее отношения , автомати-
чески удовлетворяет условию жесткости оси. Это, однако, не
освобождает от точной проверки ее жесткости и обеспечения
прогиба не более 3 мк (при относительном прогибе не более
0,0003).
Из многих конструкций осей выбраны две, наиболее полно
удовлетворяющие требуемым условиям (рис.1). Вьачш е был
использована конструкция I, позволяющая хорою использо
вать объемы и размеры.
Здесь получены максимальные размеры уплотняющих пер^
мычек и особая простота изготовления оси диаметром
и шестерни, если шестерню напрессовать на ось.
Недостатки - наличие глухого отверстия в опор® лоК
игольчатые ролики я то обстоятельство, что тордм
при движении скользят по неподвижным поверхностям
22
Тщательные расчеты жесткости при ступенчатой форме оси
И диаметром 5*6 мм показали незначительное уменьшение жест-
кости и возможность избежать недостатков конструкции I.
В МВШНВД наиболее пригодны игольчатые подиипники с сепара-
тором и одним наружным кольцом, но промыжленность не выпус-
кает их в миниатюрном исполнении для высоких скоростей и
нагрузок. Поэтому в выпущенных МВШНВД применены свободные
иглы 1,5 х 7 мм. Толщину наружного кольца можно брать в
пределах 1,2 ♦ 1,8 мм. Для нагрузок до 100 кг и скорости дп
20000 об/мин такие подшипники могут быть применены на ресурс
порядка сотен часов.
Рис.1. Конструкции осей и опор насосов.
Попытки применить на такие условия оси диаметром 8 мм
с длиной игл 7 и 9 мм не привели к успеху.
Эффективность средств разгрузки в условиях МВШНВД крайне
низка в большинстве случаев из-за неточностей выполнения ка-
навок, либо из-за сложности. Поэтому в настоящее время наи-
более пригоден способ разгрузки от запираемого объема путем
обнихения обоих диаметров шестерен на расчетную величину.
Существующие способы разгрузки от радиальных усилий такте
малопригодны. Для МВШНВД целесообразнее уменьшать радиальные
нагрузки уменьшением ширины шестерни, компенсируя уменьшение
производительности увеличением скорости с обеспечением ее
при необходимости какой-либо системой подпора.
Особо важное значение имеет для МВШНВД выбор наивыгодней-
шей конструктивной схемы и компоновки насоса.
Из огромного числа конструктивных схем и их модификаций
рассмотрим лишь немногие, чтобы на их примере легко выявить
важнейшие свойства, пригодные для применения в МВШНВД.
23
На рис.2 изображен насос I с корпусом-моноблоком
съемными опорами, насос П с пластинами, амешцш форму
ры 8 и насос И с корпусом-пакетом из набора пластин, в ито
Оранных конструкциях отсутствуют глухие отверстия в корпус!
ных деталях. Насос I обладает достаточной жесткостью, хо-
роним центрированием деталей (центрируемые и центрирующие
элементы принадлежат одним и тем же деталям насоса), про-
стотой изготовления. Недостатки: наличие большого числа моя
тажных зазоров (линий утечек), которые в условиях МВШНВД
нельзя заменить натягами по условиям точности сборки; воз-
можность выдавливания съемных опор с перекосом и местным
выпучиванием между центрами опор, что требует мощных кры-
шек, т.е. увеличивает вес и размеры; трудность уплотнения
"усов" в иэсте пересечения отверстий в корпусе под наруж-
ный диаметр шестерен. Насос И* имеет боковые пластины или
опоры, выполненные в виде восьмерки. Это позволяет при про-
чих равных условиях уменьшить число линий утечек и исполь-
зовать такие крышки из-за более благоприятной схемы распре-
деления усилий и деформаций. К недостаткам относится не-
обходимость точного изготовления боковых пластин, имеющих
форму цифры "8", но при наличии специальной оснастки это,
по-видимому, не составит трудности.
Насос X обладает самым ценным преимуществом
теРеиными насосами всех конструкций в отношении
и точности выполнения торцового зазора. Недостатки*
ьая радвольная жесткость средней пластины, отсутствие
24
перед иес-
простоты
нежности размещения уплотнения в отчке пластин между оолта-
ми и зоной давления по периферии шестерен: более гуд нее
центрирование деталей - центрируемые и центрирующие элемен-
ты (отверстия штифте в) ресло/ожены в разных деталях насоса.
Однако, несмотря на недостатки, этот насос наиболее соот-
ветствует условиям МВШНВД. На основе ухе проделанных рас-
четно-экспериментальных работ можно сделать вывод, что
МВШНВД, предназначенные для работы при давлении до 200кг/ем2
и скоростью до 2OOQ0 об/мин, будут иметь оптимальные харак-
теристики среди следующих геометрических параметров; число
зубьев Z-8+П, модуль т - I ♦ 1,5 мс, наружный дьамзтр
шестерни = 14 ♦ 17 мм, диаметр оси 5 * 6 мм.
Отметим, что проектирование насосов малых и миниатюрных
размеров приводит к 'сооо тщательному отметанию всего дав-
него в конструкции и заставляет максимально приближать кон-
струкции к наиболее важным принципал ышм решениям. Это,
в свою очередь, может оказывать обратное положительное влия-
ние на конструкции всего класса шестерешых насосов.
М.В.Горбексо
ГРАФО-АЕЫЛИТЛЧЕЖИЙ МЕТОД ИССЛЕДОВАНИЯ
ДИАМЕТРАЛЬНЫХ РАЗМЕРОВ РАДИАЛЬНО-ПОРШНЕВЫХ Г^РОМАМИИ
В последнее время требования к компактность механизмов
и машин, а также к увеличению их энергоемкости привело к
широкому применению встроенных силовых агрегатов. В* мяо- -
гих случаях целесообразно применение Встроенных гидрам;-
ческих моторов, которые располагаются в свободном простран-
стве колеса транспортной мамины, барабанах лебедок, в шпи-
лях и брашпилях для подъема якорей и т.д.
В лаборатории гидроприводов и спецгидроэборудо.1ания при
Ленинградском механическом институте спроектированы ряд
выриенных гидромоторов Прп проектировании указанны:’ гвд-
oomotodob встала задача о наиболее рациональном выборе внут-
25
ренних параметров гидромотсров: числа поршней, количества
ходов поршня за один оборот гндромотора (для многоходовых
гидромашин), диаметра поршня, его хода и т.д., для того
чтобы разместить гидромотор определенной мощности в заранее
заданных габаритах.
Поставленная задача делится на две: необходимо решить
является ли практически возможным расположить гидромотор*
в имевшемся свободном пространстве, и выбрать такие пара-
метры, чтобы гидромотор, обеспечивая наибольшую мощность
имел минимальные диаметральные размены.
Аналитически строгое ремение этих'задач получить невоз-
можно, однако при некоторых допущениях можно получить прак-
тически точно те области внутренних параметров.тндромотора,
при которых он будет удовлетворять поставленным требова-
ниям.
Запишем зависимость, связывающую наружный диаметр гид-
ромотора и его внутренние параметры
= Д + 2Н,
где /? - наружный диаметр гидромотора;
Д - внутренний диаметр гидромотора, за который не за-
ходят поршни при своем движении;
И - ширина кольца, в котором располагаются поршневые
группы.
Для примера в дальнейшем будем рассматривать радиально*
поршневую гидромашину планетарного типа с использованием
нормального кривошипно-шатунного механизма.
Ширина кольца, в котором располагаются поршневые груп-
пы (рис.1)
Н=Р+2е *С +а, *& + к. ; + 6 =
Приняв р » 0,5^ К - 1,5 # с - О,
где d - диаметр поршня, получим
Н - 2d + Че .
Отсюда , £>=д+ Ус/
Однако рабочий объем гидромотора равен ч
^- 0,785-Л
где h-fLe - ход поршня;
с - количество ходов поршня за один оборот гМР°
мотора;
Z - число поршней.
26
Р* ив CvB*-ec.Ht- ураЕ^ни. (3) a преобра-
зовав полученное выражение, получим
$[(D-*)J.l-4c/3]=g.-- 0- (5)
На основании уравнения (5) строим номограмму, по кото-
рой можно выбрать необходимые числа пораней, количество хо-
Рис.1.
дов пориня за один оборот гидромотора и диаметр пориня
(рис.2).
Входными данными в номограмму являются:
наружный диаметр гидромотора о;
внутренний диаметр гидромотора д ;
рабочий объем гидромотора .
Находим кривую, соответствующую рабочему объему гидро*
мотора, например (fa , и кривую, соответствующую разности
наружного и внутреннего диаметра гвдромотора, например
(D-zk)3. Проведя через точку пересечения указанных кривых
вертикальную прямую до пересечения с горизонтальными ося-
ми, получим, какое необходимо выбрать произведение и ка-
ков необходимый диаметр поршнягЛ
Проекция точки пересечения указанной вертикальной пря-
мой с кривой, соответствующей выбранному Д , например Л5 ,
на ось 7 укажет, какое число поршней должно быть выбрано.
Если выбранные кривйе [р -л] и не пересекаются, то
диаметр гидромотора окажется больие диаметра свободного
пространства исполнительного механизма и, следовательно,
гидромотэр не может быть размещен внутри последнего.
Аналогичные номограммы могут быть построены для других
типов многоходовых г одноходовых гидромамин.
Описа.ный метод не исключает реального конструировав-
м поисков наилучшего решения, однако в первый период раз-
работки значительно облегчает проектирование, а окончатель-
но. 2.
но выбранные параметры гидромотора мало чем отличаются от
выбрагнух указанным способом.
М.Д.Нихогоякс
К ВОПРОСУ ОПРЕДЕЛЕНИЯ ОПТИМАЛЬНЫХ РАЗМЕРОВ
РАСПРЕДЕЛИТЕЛЕЙ ТОРЦОВОГО ТИПА
Торцовые распределители получили больное распростране-
ние в гидравлических машинах объемного типа.
В лаборатории гидроприводов разработаны радиально-плу*
28
жерные гидромашины с торцовым распределением. Отличие этих
гидромаими от существующих заключается в том, что в них
применено двухстороннее распределение, т.е. подвод (отвод)
рабочей жидкости к торцовым поверхностям блока цилиндров
(ротора) осуществляется с двух сторон. Это обеспечивает
уравновеиивание осевых усилий, действующих на ротор. Послед-
нее, в свою очередь, делает возможным наличие постоянного
зазора между торцовыми поверхностями ротора, являющимися
зеркалами и распределительными золотниками. Для обеспече-
ния определенной величины зазора гидроманина имеет компен-
сационные устройства.
Геометрические размеры торцовых распределителей оказы-
вают существенное влияние на к.п.д. гидромалины. При уве-
личении ширины уплотнительных поясков уменьшаются утечки
рабочей жидкости, но при этом возрастает момент трения меж-
5У зеркалами ротора и распределительными золотниками.
Работа, затрачиваемая на преодоление трения, полностью
переходит в тепло. Это тепло нагревает рабочую жидкость,
уменьшая ее вязкость,и, в свою очередь, увеличивает утеч-
ки и т.д.
Следовательно, задачей является определение оптимально-
го размера распределителей, т.е. определение такой ширины
уплотнительных поясков, при которой суммарная мощность,за»
трачиваемая на преодоление трения и на объемные потери, би-
ла бы минимальной.
В разработанной гидромажине ширина уплотнительных пояс-
ков может определяться только из условий минимальной поте-
ри мощности.
Оптимальные размеры распределительного устройства нахо-
дим из условий получения наибольсего значения к.п.д.машины.
Полные к.п.д. равен А
Ч ПОЛИ - --f
Г не п пет + У of.
Самый высокий к.п.д. имеет место при условии, что^^л
будет минимальна. л/___________
где М - момент трения;
J/P - угловая скорость;
- величина утечек рабочей жидкости;
др - перепад давления.
Так как число оборотов и давление для каждой -гидро
является вполне определенными величинами, то рассмотрим^
отчего зависят величины утечек и моменты трения и
Л Г. П .z, ^213 ТР‘
fy» р 1 °- (Л *-**>]
Знак берется в том случае, когда ищут утечки через ввек
ни! поясок, .а знак через внутренний поясок распредели-
тельного золотника.
Л1 /пр 54 а.ь Z /
где <<- центральный угол, охватывающий паз распределитель-
ного золотника;
А - величина зазора;
Лд- радиусы;
jU - вязкость рабочей жидкости;
- плотность рабочей жидкости.
Для проверки приведенных зависимостей спроектирован спе-
циальный стенд. Стенд включает в себя объект исследования,
измеритель крутящего момента, приводной гидромотор, насос
регулируемой производительности, отметчик оборотов, насос
с дросселем, тарированные мензурки для определения величи-
ны утечек.
Объектом исследования является спроектированная гидро-
майна, в которой ротор заменен диском той же вирины, что
и ротор, т.е. обеспечен тот хе суммарный зазор, что и меж-
ду ротором и распределительными золотниками (рис.1)«
Насосом регулируемой производительности во время п₽ов®
дения экспериментов задается число оборотов приводного
ромотора. Для исключения влияния перетежск на величину У
км во все дугообразные'пазы распределения подается Р
бочая жидкость под одним и тем хе давлением.
Для получения оптимального варианта торцовых распре
лите лей надо такхе знать зависимость величины утечек
-еита трения от размеров уплотнительных поясков я веЛ
30
ны суммарного зазора. Для этого могут оыть изготовлены не-
сколько макетов испытуемой гвдромашины с различными величи-
нами уплотнительных поясков и различной величиной суммарно-
го зазора.
Для определения зависимостей величины утечек и момента
трения от вязкости жидкости применяются рабочие жидкости с
различными величинами вязкости.
Следовательно, на стенде определяется влияние геометри-
ческих размеров распределения, зазора между диском (рото-
ром) и распределительными золотниками, вязкостью рабочей
жидкости и угловой скоростью диска (ротора) на величину мо-
мента трения и величину утечек. Кроме того, определяется
влияние давления на величину утечек.
Сравнивая влияние различных параметров на величину уте-
чек и момент трения полученных экспериментальным путем с
теоретическими зависимостями, можно найти коэффициенты, учи-
тывающие отклонения опытных данных от теоретических.
В расчетах по указанным теоретическим зависимостям при-
няты следующие допущения:
I. Суммарный зазор распределяется равномерно, т.е. за-
зор между диском и каждым распределительным золотником-ра-
вен половине суммарного зазора и постоянен.
2. Течение жидкости в зазоре ламинарное.
3. Вязкость рабочей жидкости в течение опыта остается
постоянной.
При проектировании гидромашины задаются следующими дан-
ными: мощностью, рабочим давлением и числом оборотов. Исхо-
дя из этих данных определяют размеры гидромашины, в том
числе геометрические размеры пазов распределительных зо-
лотников. Следовательно, остается определить ширину уплот-
нительных поясков из условия получения гидромашины с высо-
ким к.п.д.
Рассмотрим для примера определение ширины внешнего уп-
лотнительного пояска (рис.2). (В связи с тем, что гидрома-
иины объемного типа обычно реверсивного действия, принима-
ем, что в обоих пазах распределительных золотников давле-
ние одинаково и равно рабочему).
32
Если обозначим радиус внешней поверхности паза через
а наружный радиус внешнего уплотнительного пояска через
то можно записать, что - X или AV=X Ri • Следовательно,
чем больме X, тем мире внешний уплотнительный поясок.
Для нашего случая зависимости, определявшие величину уте-
чек и момент трения Мтр, запишутся следующим образом:
<'*'-^7»
Значит nDm др
Njuet.nom - Мтр'^ •
Построим графики и в координатах
/4~л«+л^
t
а
*0. др
%i^-'/ ’ *.Vr »
(j- 2£r. £ CtyuVQ1 0<5f>d4'1
Рис.2.
Исследуя данные графики, можно заметить, что при уьем-
чении’Х’д^ возрастает значительно быстрее, чем умень-
шается
Так как требуется определить величнну пояска, при кото-
ром были бы минимальными, то можно принять
для предварительных расчетов, что сумма будет минимальной
в области пересечения графиков п^г. • Минималь-
ной суммарной мощности потерь соответствует определенное
33
значение х. А зная величину х определяем Наружный
внеинего уплотнительного пояска.
РМиус
используя такие хе рассуждения, можно определить
^нни. радиус внутреннего уплотнительного пояска.
и внут^
Таким образом, используя зависимости tym и м , можно
определить ширину уплотнительных поясков распределительных
золотников, при которой гидромашина обладала бы высоким
к.п.д.
ЮЛ.Бабкин, Е.П.Иванов
АВТОМАТИЧЕСКИЕ РЕГУЛИРУЮЩИЕ УСТРОЙСТВА МОТОРНОЙ ЧАСТИ
ГИДРООБЪЕМНОЙ ТРАНСМИССИИ
В докладе приводятся результаты исследования двух типов
гидравлических устройств моторной части гидрообъемной транс-
миссии самоходных машин:
I - дифференциального регулятора;
2 - дроссельного управляемого порционера.
Необходимость применения этих устройств диктуется следую-
щими соображениями:
в случае использования в схеме трансмиссии последователь-
ного соединения моторов, служащего для расширения диапазона
работы трансмиссии, необходимо предусмотреть специальное ус-
тройство для разблокирования моторов;
при параллельном соединении моторов возникает потребность
’ С»Х0Н“3аадИ В₽аЧеНИЯ их выхо-’т« валов.
Зов а^и ЦИаЛИЫЯ (ДР) (РИС.1) представляет со-
послл.л» атическое золотниковое устройство, выполняющее в
Ъеприпм ательном соединении моторов роль гидравлического диф-
?ан •f aJIa С пеРеменным коэффициентом блокировки. При ДР УсТ'
‘ipoOvKco ТаКИе не*°статки последовательного соединения, каК
пр /Л*61 И пР°скальзывание колес при повороте машины.
шх мот еСПечивает Равную загрузку последовательно соединев-
имет». П₽И пРямолинейном движении машины и позволяет
Разлу ые угловые скорости при повороте машины» Р
этом момент на моторах может быть равным или же перераспре,
деляться в соответствии с коэффициентом блокировки ДР. Этот
коэффициент может задаваться водителем,а также изменяться ав-
томатически, увеличиваясь с ростом разности оборотов моторов.
Переменный коэффицент блокировки будет исключать пробуксов-
ку колес машины на дорогах с малым сцеплением.
Рис.1. Дифференциальный
золотниковый регулятор:
I, 2 - гидромоторы; 3-диф-
ференциальный регулятор.
В целях определения характеристик работы ДР при переход-
ных режимах был проведен его динамический расчет. Для оп-
ределения эффективности использования ДР в трансмиссии бы-
ли проведены на самоходном шасси класса 0,6 т. эксплуата-
ционные испытания гидрообъемной трансмиссии с ДР. Эти испы-
тания подтвердили целесообразность использования ДР в гидро-
объемных трансмиссиях самоходных машин.
'В трудных дорожных условиях движение машины с последова-
тельным соединением моторов невозможно в связи с реализа-
цией на моторах половины максимального давления. Только при
параллельном соединении моторов реализуется на каждом из
них полное максимальное давление, однако с таким соедине-
нием моторов возможна пробуксовка колес. Для ее исключения
используют в моторной части трансмиссии дроссельные порцио-
неры-делители потока.
Существенным недостатком при использовании порционеров
является отключение при повороте машины мотора наружного
колеса и движение последней за счет крутящего момента внут-
реннего к центру поворота колеса. Этот недостаток может быть
устранен управляемым порционером (УП).
УП (рис.2) представляет собой поршневое устройство с ав-
35
гоматжческж регулируемыми от рулевого колеса дросселями
Эи обеспечивает блокировку параллельно соединенных мото*
и, одновременно с этжм, необходимую угловую скорость ках?
дого жэ жжх в зависимости от радиуса поворота мамины.
Иж один из механических дифференциалов не способен обес
пенить такую возможность. При полной их блокировке увеличк"
ваштся потери ж ухудиается управляемость машины, а при час-
тичной блокировке возможно буксование колес. Эти недостатки
отсутствует у машины с гидрообъемной трансмиссией, имеющей
управляемый порционер.
Рис.2. Управляемый дрос-
сельный порционер:
1,2 - гидромоторы; 3-пор-
ционе р ; Ь - кран включе-
ния порционера; 5 - дрос-
сель; 6 - копир; 7 - тяга
рулевой сошки.
УП, помимо повышения проходимости машины, может сообщать
наружному колесу большую угловую скорость, чем необходимо
в соответствии с радиусом поворота машины и тем самым по-
высить маневренные качества машины.
Для определения характеристик работы управляемого пор-
ционера были проведены стендовые испытания переоборудован-
ного стандартного порционера. Его дроссели были выполнены
управляемыми. Испытания подтвердили теоретические предпо-
сылки и показали целесообразность использования управляе-
мого порционера в гидрообъемных трансмиссиях самоходны иа
зин.
Н.Г.СерВ
РАЗРАБОТКА И ИССЛЕДОВАНИЯ НОВОГО ТИПА
ЗОЛОТНИКОВОГО РАСПРЕДЕЛИТЕЛЯ
При разработке новых типов гидравлических распределите-
лей необходимо учитывать все требования, предъявляемые к
гидроприводу современным машиностроением. При этом надо стре-
миться к тому, чтобы вновь разрабатываемый аппарат мог быть
с успехом применен в гидроприводах широкого круга машин раз-
личных отраслей промышленности. С этой целью перед разра-
боткой аппарата должны быть проанализированы специфические
условия эксплуатации его в этих машинах и определены обцие
Требования к,нему.
Такой анализ применительно к гидравлической распредели-
тельной аппаратуре показывает, что распределитель должен
обладать в совокупности по меньшей мер пятью основными ка-
чествами: высоким быстродействием, большим ресурсом работы,
высокой надежностью, полной герметизацией от наружных уте-
чек и взрывобезопасным исполнением.
Качества эти противоречивы. Высоким быстродействием об-
ладают золотниковые распределители с электромагнитами пере-
менного тока, однако они имеют сравнительно низкую долговеч-
ность. И напротив, золотники с электромагнитами постоянного
тока имеют большой ресурс работы (по данным фирмы "Геллер" -
до 15 млн.циклов), но онг; уступают первым в быстродействии.
Исходя из условий обеспечения отмеченных выие требований,
была разработана конструкция золотникового распределителя с
электромагнитным управлением нового типа. Особенностями этой
конструкции являются:
I. Выполнение магнитопрэвода электромагнитов, питаемых пе-
ременным током, из специальной конструкционной стали;
2. Уплотнение от наружных утечек по неподвижным сочлене-
ниям деталей золотника;
-вс"одного разбега якорей электромагнитов
пе;г,- терзглючечием плунжера золотника;
Ч. Рчзмещетпго кртупек ’'чектг'иагни’зв неп ;средственко в
корпусе золотяк’а с ойеспечением полной их герметизации;
Г. Выполнение элг^рома k.i опрп
в_ю иь нормальный температурный режим работы кату«г1*чя'
аварийном заклинивании золотника и выдержке их по» и
женкем в течение неограниченного времени. А н&прж-
Для определения оптимальных параметров зольника
него отмеченными выше особенностями, были проведены*комп^^"
лексные исследования его элементов.
Нервы: этап исследований касался проблемы повышения до
говечности золотниковых распределителей. Применение для* *"*
управления золотниками силовых электромагнитов с начальным
тягивым усилием, превышающим перестановочную силу плунжера
приводит тому, что вследствие плохого согласования тяго-’
вэк характеристики электромагнита с характером перестано-
вочной силы плунжера золотника, большая часть выполняемой
электромагнитом работы идет на его механическое разрушение.
При этом повышение надежности переключения золотила путем
увеличения начального тягового электромагнита приводит к
снижению его долговечности.
Повысить долговечность золотника можно двумя путями:
увеличением механической прочности деталей электромагнита
и снижением избыточной работы, идущей на его разрушение.
Достаточно высокой механической прочностью обладают элек-
тромагниты постоянного тока. Однако их применение для уп-
равленья золотниками снижает быстродействие последних, а
также ухудшает коммутационную стойкость контактов в цепях
питания электромагнитов. Применение магнитопровода в элек-
тромагнитах, питаемых переменным током, ограничивается их
перегревом вследствие потерь в цельнокусковых деталях маг-
нитопровода. Было исследовано большое количество вариантов
электромагнитов с магнитопроводом, обладающих габаритами,
приемлемыми для золотниковых распределителей. Определены
их тяговые характеристики и температурные режимы обмоток
при воздушном зазоре магнитопровода, равном ходу плуижеРа
золотника. Исследованиями установлено, что в приемлемых га
барштах может быть создана конструкция электромагнита пе
меиного тока с магнитопроводом, обладающего начальным тя
новым усилием около 0,8-1,0 кгс и обеспечивающего норм
ный температуржый $ежим катушки при незамкнутом возду®
зазоре магннтопроврда.
38
Второй этап работы был посвящен исследованию перестано-
вочной силы плунжера золотниковой пары, разработанной с уче-
том мер, снижающих гидравлическое заклинивание плунжера.
Измерение усилия страгивания плунжера диаметром 8 мм после
выдержки его под давлением между переключениями осуществлялись
с помощью тензометрических средств. Обработка результатов
замеров показала, что случайная величина усилия страгивания
может достигать 1,5 кгс. Таким образом, применить электро-
магниты с магнитопроводом для управления золотниками спосо-
бом непосредственного воздействия якоря на плунжер не пред-
ставляется возможным.
В третьем этапе работы рассмотрен вопрос применения сво-
бодного разбега якоря электромагнита перед соприкосновением
его с плунжером золотника. Качественный анализ такой систе-
мы показывает, что в этом случае начальное тяговое усилие
электромагнита может быть выбрано ме ие усилия страгивания
плунжера при обеспечении его надежного переключения.
С целью определения эффективности переключения золотника
грузом, имеющим определенный запас количества движения в
момент соприкосновения с плунжером, были исследованы пере-
ходные процессы переключения плунжера в динамическом режиме.
Выявлено, что грузам различного веса соответствуют определен-
ные скорости, при которых осуществляется переключение гидрав-
лически заклиненного плунжера, причем взаимосвязь веса гру-
за и его скорости носит гиперболический характер. Таким об-
разом, для переключения каждой плунжерной пары необходим оп-
ределенный запас количества движения груза, причем распреде-
ление величин веса и скорости не играет роли. Обнаруженная
закономерность, проверенная на других плунжерных парах, поз-
волила разработать метод аналитического расчета параметров
Золотника со свободным разбегом якорей электромагнитов. Вы-
вод расчетных формул базировался на следующих допущениях:
I. На участке свободного разбега якоря электромагнита его
*Я1свое усилие постоянно. Это допущение подтверждается тяго-
вкми характеристиками электромагнитов с магнитопроводом, по-
лученными при их исследовании.
2. Коэффициент механического трения якоря о втулку на ве-
личине хода, равной свободному разбегу якоря, не изменяется
и равен его максимальной величине.
3. Коэффициент жесткости пружины, возвращающей яко в
исходное положение при обеспеченном электромагните, должен
быть равен g (см.ниже). •
* р
4. Плунжер должен быть переключен только за v4ei запаса
количества движения якоря. Статическое тяговое усилие элек-
тромагнита идет в запас по переключению плунжера.
5. Работа электромагнита вычисляется по его статической
тяговой характеристике.
С учетом этих допущений получена расчетная формула для
определения величины свободного разбега якоря электромагнита
(Kfi)2 _ __„_,
₽’ я к ъ ъ_______________________________________________95
где - плотность материала якоря;
р3 - начальное тяговое усилие электромагнита;
- рлощадь поперечного сечения якоря;
ij».“ удельный вес рабочей жидкости и материала якоря;
УГр - коэффициент трения якоря о втулку;
9 - кинематическая вязкость рабочей жидкости;
п - число пазов якоря;
Рис. 1 - крыжжа; 2 - мембрана; 3 - крышка;
4 - каркас; 5 - якорь; 6 катушка; 7 - тол-
катель ; 8 - пружина; 9 - уплотнение ?
10 - фиксатор; II - гильза; 12 - корпус;
13 - плунжер; 14 - тарель; 15 - уплотнение;
16 - кольго распорное; 17 - кольцо распор-
ное.
К - коэффициент запаса по переключению плунжера;
Кт- коэффициент, равный отношению длины якоря к его диа<-
х метру, выбирается в пределах 2,5 - 3,5;
40
К9- коэффициент, равный отномению высоты пава якоря к
с его иирнне;
А - величина, равная запасу количества движения груза,
переключающего плунжер, определяется эксперименталь-
но.
Таблица
Параметры золотник; Г73-5 ЭНИКС ' JEE4K-8 "Геллер" Разработанный золотник с разве гом якоря
Долговечность, цик- лов 0,05. Ю7 1,5.Ю7 4,0.107
Быстродействие,сек 0,05 0,06 0,02
Частота включе- ний, мин до 30 до 220 до 500
Пусковая мощ- ность, ва, вт 250 ва 17 вт 60 ва
Нагрев катушки при заклиненном плун- жере, °C катуика сгорает за I мин до 100° за I час до 1000 выдержка под током не огра- ничена
Габариты, мм 365x70x70 268x80x70 150x52150
Вес, кгс 4,5 4,8 2,5
Наружные утечки возможны нет нет
Полученная формула бЫла подвергнута анализу, после кото-
рого были определены оптимальные параметры элементов золот-
ника и рассчитаны их размеры.
По результатам исследования была разработана конструк-
ция золотника с равДегом якорей, показанная на рисунке.
Этот золотник исследован в различных режимах работы и полу-
чены его технические характеристики, представленные в таб-
лице. В этой хе таблице даны для сравнения характеристики
золотника типа Г73-5 и золотника с электромагнитами посто-
янного тока типа 5ЕЕ4К-8 4ирмк "Геллер".
В.Ф.Визнер
РЕАКТИВНЫЕ СИЛЫ ПОТОКА ЖИДКОСТИ В ПЛОСКИХ
ПРОТОЧНЫХ ЗОЛОТНИКАХ
Применение плоских проточных золотников в схемах элек-
тро гидравлических следящих приводов (рулевых приводов и
пр»), где в качестве электромеханического преобразователя
командного сигнала применяется маломощные электромагниты,
поляризованные реле и т.п., обусловливает необходимость
определения комплекса реактивных сил золотников, действув-
цих на выходной элемент (мток, вал) электромеханического
преобразователя.
К числу этих реактивных сил относятся:
а) упругая сила подвижной рамки золотника;
б) реакция давления в иилостях золотника на подвихнув
рамку последнего;
в) гидродинамическая сила-реакция потока рабочей жид-
кости на подвихнув рамку золотника.
Настоящая статья является попыткой определить теорети-
ческие зависимости для расчета сил в проточном плоском зо-
лотнике.
Определение величины отжимающей и гидродинамических сил
проведем для двух типов золотников:
а) плоский проточный золотник с центральной втулкой;
б) плоский проточный золотник с разнесенными боковыми
втулками.
На рис.1 представлены схемы регулирования потока рабо-
чей жидкости в указанных типах золотников.
Введем обозначения:
- наружный диаметр втулки, запрессованной в подвижную
рамку золотника, см;
d - внутренний диаметр втулки, запрессованной в подвих-
нув рамку золотника, см;
Л - межцентровое расстояние между втулками золотника,см;
- ыирина паза в основании золотника, см;
Н - расстояние между центрами верхней и нижней перемычек
подвеса золотника, мм;
й - текущее значение хода подвижной рамки золотника от
7 нулевого положения, мм;
42
di - внутренний XxTsHip 1Тсй запресовапной в
основание золотника <для солотника с центральной
втулкой), см;
- наружный диаметр втулки, запрессованной в основание
золотника, см;
/J - коэффициент расхода;
р - величина давления нагнетания на входе в золотник,
н кгс.
"~5 »
см^
Рр - **=лгчкна рабочего перепада давлений в камерах испол-
нительного органа, кгс.
см2 *
пл( дади регулирующих отверстий золотника (закрываю-
1 щаяся и открывающаяся), мм2;
Рис.1.
Pl,Pi - давления
- давление
" величина
в камерах исполнительного органа,
в терцовом зазоре золотника,
отжимающей силы, кгс;
кгс
см2
Fp - величина суммарной реакции давлений в рабочих каме-
рах золотника на подвижную рамку, кгс;
кгс .
см2 ’
43
л - угол под ко* рчл г”к .с 'ОХ“Т яс-*чеялэ потока рабо-
чей жидкости из per : 4 у 'чего отверстия золотника.
Рассмотрим отдельно Выражения для указанных ныне сил.
А.Р е а к ц м я давления в полостях
золотника на подвихнув рамку.
При протекании рабочей жидкости через полости плоского про-
точного золотника в его камерах возникают давления Р, Рр
Р2» величина которых пропорциональна скорости и нагрузке
на исполнительном органе гидропривода, а также размерам ре-
гулирующих отверстий золотника. Реакция этих давлений на
юдвихкуг рамку золотника может быть разложена на две сос-
тавляющие: а) вертикальную, направленную вдоль вертикально-
го стержня подвижной рамки и сжимающую упругие перемычки
(марпиры) подвижной рамки, и б) горизонтальную,отклоняющую
подвижную рамку в направлении действия командного сигнала.
Последнюю составляющую будем называть отжимающей силой.
Нетрудно видеть, что вертикальная составляющая вызывает
деформацию упругих перемычек подвижной части золотника и не
является реактивной по отношению к валику электромеханичес- ‘
кого преобразователя, поэтому ее рассматривать не будем.
Наибольший интерес предствляет определение величины отжи-
мающей силы, так как она приводит к возникновению в плоском
проточное золотнике эффекта ’'положительной обратной связи ,
по давлению нагрузки". На рис.2 представлена схема разложе-
Рис.2.
яия суммарной реакции давлений в рабочих камерах на состав-*
ляющие. Очевидно, что2х/е=«? . После преобразова-
ний илч, пренебрегая ^5 са малостью, лмеем.
По аналогии • Суммарная величина горизонтальной
составляющей отсюда равна
г * (A* t Я."*} ~ - Р --Ь-. (2)
• от ж 1ц г?
Определение величины отжимающей силы проведем с учетом
следующих допущений:
а) торцовый зазор между подвижной рамкой золотника и не-
подвижным основанием представляет собой параллельную плос-
кую щель;
б) поток утечек рабочей жидкости в торцовом зазоре - ла-
минарный ;
в) вязкость жидкости вдоль торцового зазора неизменна;
г) составляющая скорости потока утечек в торцовом зазоре
направлена вдоль потока, поперечной составляющей пренебре-
гаем ;
д) золотник симметричен, т.е. в нулевом положении подвиж-
ной рамки все четыре регулирующих отверстия равны;
е) давление в полости слива золотника равно атмосферному.
Определим величину отжимающей силы для каждого типа зо-
двтника отдельно.
I. Плоский проточный золотник с центральной втулкой
(рис.1а)
Из рис.1а видно, что реакция давлений передается на по-
движную рамку золотника через втулку (1).в общем случае на
иоверхность втулки действуют следующие реакции:
а) на поверхность действует реакция давления Pj5
б) на поверхность S3 действует реакция давления Р2;
в) на поверхность s3 действует реакция давления Рн;
г) на поверхность 5* действует реакция давления Рх.
Для торцового зазора в виде параллельной щели, используя
формулу Г.А.Никитина, имеем
о . Рц- Рн
При х= имеем Р„ - 0,5Ря. W
* Л хх
Очевидно, что величина полной реакции давлений в камерах зо-
лотника на подвижную рамку будет равна сумме составляющих
реакций. 45
Тогда Fp - Pj-Sx ♦P2 %+pb'S»*PH '?»' (5)
Ho Sj.- *
Тогда fp » 5j (PI+P2)+(S3 + 54) PH • (6)
Эчевидно, что Pj+P^ = Ph ’ (7)
$ = nd1
S^S,- g(£>-d )
После преобразований имеем
6> = • Рн • (10)
Подставляя выражение для FP в зависимость (2), получим вы-
ражение для величины отжимающей силы
гог^с fH чхх'
Из рассмотрения этого выражения видно, что сила при
всех режимах работы гидропривода (Рн>0) положительна,т.е.
направлена в сторону движения золотника и увеличивает ко-
мандное усилие пропорционально росту Рн,т.е. при одной и
той же величине командного сигнала с увеличением нагрузки
на выходном элементе гидропривода ход подвижной рамки зо-
лотника увеличивается, что ведет к увеличению коэффициента
усиления гидропривода.
2. Плоский проточный золотник с разнесенными боковыми
втулками (рис.16)
На рис.16 показано распределение реакции давлений в ка-
мерах золотника на поверхность подвижной рамки. Для данно-
го типа золотника на поверхность рамки действуют следующие
реакции:
а) на поверхность St левой втулки действует реакция ат-
мосферного давления полости слива;
б) на поверхность Si левой втулки действует реакция дав-
ления Рн;
в) на поверхность S5 левой втулки действует реакция дав-
ления Pi;
г) на поверхность л левой втулки действует реакция дав-
ления 0,5РХ;
д) на поверхность S, правой втулки действует реакция
давления Ри;
п
46
е) на поверхность Л правой втулки действует реакция
атмосферного давления в полости слива;
ж) на поверхность правой втулки действует реакция
давления Pgj
э) на поверхность правой втулки действует реакция
давления = O,5Pg;
и) на поверхность S5 подвижной рамки действует реакция
давления Рн.
Величина полной реакции давлений в камерах золотника
на подвижную рамку будет равна сумме составляющих реакций.
Тогда Fp « Sy Рц+ Sy Pj+ 5^* Pj* Sy Рн+ Sy Pg+ S^ Pg • (12)
Ho - Sz rr(nz+dz)
Тогда после преобразований />=PHL*±S—g—(13)
Из рис.16 видно, что после некоторых преобразований выра-
жение для суммы площадей S2+Ss может быть записано в виде
У + J z Р 2 2~" РалсЗсп^ * с&лс Sin х _.
/д fs ~D ~ 229,3 *
С учетом этого окончательное выражение для FP примет вид
ГР r“L g 4
Отжимающая сила в этом случае будет равна
Г = р Г да1* ol2) . Iffl. {>*- 1/d^P SID 1 ♦ do2<= S&, .
ZL—-s— *«----------?--------------------4»
Сравнивая это выражение с выражением (II), нетрудно видеть,
что разнесение втулок плоского проточного золотника при
тех же размерах втулок и параметре регулирования Рн увели-
чивает отжимающую силу, *.е. дает возможность увеличить
коэффициент усиления гидропривода.
Б.Г идродинамическая сила-реак-
ция потока рабочей жидкости
на подвижную рамку золотника.
При определении величин этих сил влияние величины ториево-
го зазора не учитываем. Величину активной и реактивной сил
потока будем определять по известной формуле
Fa,p=-Zs ft &Р- (Г7)
Указанные силы потока могут быть разложены нет вертикаль-
ную и горизонтальную составляющие
47
(ю)
fa,p*2j<fciPscr,0 (19)
Нетрудно видеть, что вертикальная составлявшая силы f±p
вызовет в шарнирах 1 и В золотника реакции, каждая из ко-
торых может быть разложена на две составлявших по аналоги!
с силон FP . .
Таким об разом, полная величина гопизонтальной силы, движу-,
цс« нидвижну» рамку эолотника-гидродинамическои силы, бу-
дет равна сумме горизонтальных составлявших активных и ре<р
активных сил потока, а также горизонтальных составлявших
реакций в шарнирах А ж В. Определим эти величины. Опреде-^
ление сил произведем для случая плоского проточного золетг
ника с центральной втулкой .При этом полагаем;:'
ь f •
а) сумма горизонтальных составлявших активных и реактив-
ных сил потока
2 F«> ’F> - F4- cei 6*Pl> (20)
A f)<P2
После преобразований имеем
2 FaP^ <2I)
•*/ f r
Если / ₽/ ° , тогда
£ Fa'p =4// ^sff[pp-/,-pH л fl- (92)
6j) сумма горизонтальных составляющих реакций в шарнирах
<2Э>
Проведя соответствующие преобразования, имеем
УР* ft{2£'Ph-2Af-Pp*ffi'fb)(PrPz)]' С24'
при - Ря - ?н
48
При
Sl0&7iLf.'PH'A^ Pp]‘ (26)
йз выражений (21) и (24) определим полную величину гидравли-
ческой силы Fid - £ f F/e
После преобразований
Еэ=гл {/°[рр cose^iu.ef^Pjjtf^a.se-^ iin е. (27)
(Р, ^рг-гР„)]-^ f w^-PPi *‘п #)J
Если Р, - Р2 » Р„, то тогда
н
Fid +Рн^ч &гпр)~2 Ро% Lin б)]^}
Если j£4£*=/₽. , тогда
Faa ’ V//[cos 6(Рр - л /рн) ^зсп6(РН’/о-^>Рр)]>(29)
что справедливо (при ) и для золотника типа "б".
Направление действия зависит от режима работы гидропри-
вода, т.е. от соотноиения величин Рц и Рр. Полученные выраже-
ния отжимающей и гидродинамической сил позволяют с достаточ-
ной точностью производить инженерный расчет реактивных сил,
действующих на вал электромеханических преобразователей ко-
мандного сигнала. Из этих выражений также следует, что плос-
кий проточный золотник с разнесенными боковыми втулками при
одинаковых параметрах регулирования позволяет получить боль-
ший эффект положительной обратной связи по давлению нагрузки,
чем золотник с центральной втулкой.
D.M.Орлов, Е.В.Максунова,
В.Я.Медведь
ИССЛЕДОВАНИЕ ГИДРОДИНАМИЧЕСКОЙ СИЛЫ, ДЕЙСТВУЮЩЕЙ НА
ПЛУНЖЕР ДРОССЕЛЬНОГО ЗОЛОТНИКОВОГО УСТРОЙСТВА
В системах гидроавтоматики широкое распространение полу-
мили дроссельные золотниковые устройства, которые являются
основным рабочим элементом дифференциальных клапанов посто-
янного давления и других агрегатов. Точность, быстродействие
49
надежность работы рада гидроагрегатов во многом зависят
от условий работы золотниковой пары. К числу сил, действую-
них на плунжер золотника при его работе, следует отнести,
прежде всего, гидродинамическую силу, которая появляется
при протекании жидкости через дроссельные отверстия золот-
ника.
В лаборатории кафедры гидравлики Пермского политехничес-
кого института в течение 1967 г. проведены многочисленные
исследования по выявлению факторов, влияющих на величину
гидродинамической силы и характер ее изменения. Работы про-
водились на специальном опытном стенде, имеющем мощную на-
сосную станцию и ряд вспомогательных устройств, позволяющих
фиксировать как величину сил, действующих на плунжер золот-
ника, так и другие параметры потока жидкости.
Для проведения испытаний спроектированы и изготовлены
экспериментальные золотниковые устройства, имеющие различ-
ную конфигурацию как проточной камеры, так и дроссельных
отверстий. Опытный стенд позволил проводить испытания при
различном направлении потока' жидкости через золотниковое
устройство.
В докладе приводятся результаты опытов, полученные при
проливке золотников с различными углами конусности плунже-
ра и с разными длинами иейки золотника.
Влияние длины иейки золотника на величину и характер из-
менения гидродинамической силы. Испытания проведены на спе-
циальных опытных золотниках, основные данные которых пред-
ставлены в табл.1.
Таблица I
Номер яолот- ннково- го уст- ройства Диаметр поршня, мм Диаметр зазор, мм Угол концен., град. Длина шей- ки, мм Диаметр шейки, ММ - Форма дрос- сельных от- верстий
I 24,0 0,012* 0,015 180 36,0 16,0 4 отверстия . 4,5 мм
П 0,014* 0,018 28,2
(продолж.табл.1)
Номер золот- никово- го уст- ройства Диамет] поржня, мм 1 Диаметр । зазор, мм Угол концен., град. Длина ией- ки,мм Диаметр иейки, мм Форма дрос- сельных от- верстий
Ш ' 24,0 0,013* 0,018 180 24,15 16,0 4 отверстия = 4,5 мм
1У 0,012* 0,015 20,0
У 0,006* 0,012 и 16,2 «в0»
Исследование проводилось при "обратном" направлении пото-
ка жидкости, когда жидкость сначала поступает в камеру зо-
лотника и проходит из камеры через дроссельные отверстия.
Диапазон изменения открытий дроссельных отверстий х=4,5*0,4мм.
Перепады давления на дроссельных отверстиях лР » (2*73)кг/см^.
Благодаря применении специальных теплообменников температура
жидкости за время опытов поддерживалась практически постоян-
ной.
Анализ опытных данных свидетельствует о том, что величи-
на осевой составляющей гидродинамической силы зависит как
от степени открытия дроссельных окон, так и от перепада дав-
ления на окнах. С увеличением перепада давления на дроссель-
ных окнах золотника осевая составляющая гидродинамической
силы возрастает. Направление осевой составляющей гидроди-
намической силы во всех случаях противоположно направлению
движения жидкости через золотник, т.е. гидродинамическая
сила способствует уменьшению открытия дроссельных окон зо-
лотника.
Общий вид зависимости (х, ар) представлен на рис.1,
где за положительное направление осевой составляющей гидро-
динамической силы принято направление, совпадающее с пото-
ком жидкости через золотник. При обработке опытных данных
было установлено, что на величину и на характер изменения
осевой составляющей гидродинамической силы существенное влия-
ние оказывают размеры золотника и, в частности, длина иейки
плунжера. С уменьшением длины иейки плунжера отмечается уве-
51
личечие соевой составляющей гидродинамической силь
которой в ряде случаев достигает значения (ц ¥ Кг а
На основании результатов эксперимента выведена эмпж
ческая зависимость вида рж*
Е, - к-др + ,
которая позволяет определять величину осевой гидродинам
чесвой силы для открытий X . (3,0 ♦ 0,8) ыы и перепадов '
давления 2,0<дР < 100 кг/см2.
гис.1.
Влияние угла конусности плунжера на величину и характер
изменения осевой составляющей гидродинамической силы. Иссле
девалось влияние проточной камеры золотника на характер из-
менения осевой составляющей гидродинамической силы при на-
личии конусности плунжера.
Данные золотников представлены в табл.2. •
Условия проведения эксперимента приняты такие же, как
в предыдущем случае»
52
Таблица 2
Номер Диаметр Диаметраль- Угол Длина Диаметр Форма
золотни- поршня, ный зазор, конус- шейки, шейки, дроссель-
нового устрой- ства мм мм ности мм мм ных от- верстий
I 24 0,008*0,012 180° 36 16 4 цилинд- рических OTB.jrf 4,5 мм
У1 Л м м 0,012*0,017 140° -н_ Л •м
УП Л_ 0,018*0,02С 100° п
УШ 0,014*0,016 60° вл— л в» м
IX л — 0,014*0,016 30° II •»
По данным эксперимента построены графические зависимости
осевой составляющей гидродинамической силы в функции откры-
тия и перепада давления УГх.а Р/, общий вид которой пред-
ставлен на рис.2. г * '
53
лналчз зав мельче ей -* (*.•А следуй
I. При всех открытиях и всех углах конусности осевая
составляющая действует в сторону, противоположную течению
жидкости, т.е. способствует закрытию дроссельных отверстий.
2. Большинство зависимостей носит прямолинейный харак-
тер. Нелинейность появляется только при малых открытиях.
3. С уменьшением угла конусности от 2 сС « 180° до 2<L=60°
интенсивность изменения осевой составляющей гидродинамичес-
кой силы при открытиях Х»(4,5*2,75)мм в зависимости от уве-
личения перепада давления растет, а при дальнейшем умень-
шении угла конусности - падает.
В.С.Гурбаь
НОВЫЕ МЕТОДЫ ИССЛЕДОВАНИЙ УСТОЙЧИВОСТИ
И ДИНАМИЧЕСКИХ ЯВЛЕНИЙ В КЛАПАНАХ
Рассмотрим два метода исследования устойчивости в дина-
мических характеристик клапанов: метод электрической анало-
гии и метод частотных характеристик.
Метод электрической аналогии основан на идентичности про
цессов, протекающих в клапане и его электрической модели,
построенной по дифференциальным уравнениям в безразмерном
виде.
- Примером простейшей схемы эквивалентной электрической
цепи (для клапана) является схема, показанная на рис.ly-
где
RH - внутреннее сопротивление насоса;
сопротивление дросселя и клапана соответственно;
cTvCflp ~ эквивалентная емкость клапана н пружины;
. / с ис - индуктивность и емкость присоединенных трубопро-
ж’ *' i * водов.
Для проведения исследований с учетом сжимаемости жидкос-
ти в схему эквивалентной электрической цепи вводится элект-
ронная лампа и схема усложняется. В некоторых случаях мож-
но избежать построения специальной электрической модели кла
54
пала (мл систем*) л ограничиться использованием существую-
щих аналоговых мажин.
В частотном методе исследования рассматривается возму-
щающее воздействие синусоидального входного сигнала на ра-
зомкнутый контур системы регулятора (по структурной схеме
клапан можно рассматривать как регулятор). В качестве воз-
иуцлащего параметра можно рассматривать изменение усилия
Рис.1. Эквивалентная электрическая
цепь, имитирующая систему с клапаном.
предварительной затяжки пружины при перенастройке регулято-
ра, изменение величины давления на входе или, наконец, из-
менение величины расхода жидкости, протекающей через клапан.
Наиболее часто встречается на практике последний вид возму-
щений.
Величина подъема клапана при выбранных возмущениях явля-
ется промежуточной величиной, которая входит в прямую цепь
регулирования структурной схемы регулятора давления (рис.2).
Отрицательная обратная связь
заключается в понижении положе- Ощ
имя клапана и уменьшении живого
сечения дросселирующей щели
клапана по мере снижения давле-
HMS » напорное полости илапана.рмс>2> С1ру„уркая схема
внутреннее сопротивление ис- гулятора давления (клапана)
точника давления (насоса) доли-® отрицательной об-
. 4 ' * ратной связью,
но быть пэложительной конечной
величиной. При этом повышение производительности насоса долж-
но сопровождаться некоторым падением давления. В последнем
случае обратная связь по давлению будет отрицательной. В
противоположно* случав, когда повышение производительности
55
нагнетания, обратная связь по давлению становится положи
тельной и выбранная схема клапана оказывается неработоспо
собной по причине апериодической неустойчивости.
Таким образом, цепь отрицательной обратной связи восста
навливает равенство расхода жидкости через дроссельную щель
клапана и производительности (подачи жидкости) питающего на
coca.
Если в качестве возмущений, подаваемых на вход регулято-
ра (клапана), выбран расход жидкости то основная
передаточная функция для динамического перепада давления
будет иметь следующий вид:
р^} _________'
^(S) ______ <*3 4н +2п к<1 ^2 + л .
It" г кп
Для единичной отрицательной обратной связи передаточную
функцию прямой цепий^=К-Ges) с ее коэффициентом усиления
К на основании известного выражения из теории автоматическо-
го регулирования выражения
и - £
п з +к G-csj
(2)
иохно записать в виде
_____/ 4») &
rc <*>' /________ ,
(S)~ Ac . A- A:
где К = —-----------------коэффициент усиления Разомкнуто-
го контура передаточной функции ОДг)
Из уравнения (3) условие устойчивости (по Гурвицу)
h > &
Z 2-Кгп*
где гъ - коэффициент затухания;
- коэффициент усиления (или турбулентного режим
F течения). ц&7п
Из условия устойчивости (4) следует, что чем выше
(больие жесткость пружины С и меньше масса клап&на ^oJ(b|ie>
лучне устойчивость. Чем больше Кс= (объем *
модуль упрогости Е и площадь клапана f> "• меньшеь
эъ
устойчивость; чем меньие Кс, тем меньше нужно демпфирование,
чтобы обеспечить устойчивость.
Определение устойчивости клапана можно производить с по-
мощью критерия Найквиста. Для этого значения входного пара-
метра, подсчитанные при изменении частоты входного сигнала
от нуля до бесконечности, наносятся на комплексную плоскость
(получаем диаграмму Найквиста).Точки диаграммы Найквиста оас-
считываются по уравнению (I) при замене оператора на
. При анализе диаграммы Найквиста можно сделать заклю-
чение об устойчивости клапана (или системы) и в некоторой
степени о его динамических характеристиках.
Нелинейные дифференциальные уравнения необходимо линеа-
ризовать, сделав соответствующие допущения.
Следующим наиболее удобным и многосторонним методом ана-
лиза устойчивости и динамических характеристик клапанов яв-
ляется метод логарифмических частотных характеристик. Этот
метод, как и предыдущий, применяется при подаче синусоидаль-
ного сигнала на вход клапана. Значение передаточной функции
для различных частот получаются в виде отношения амплитуд
и угла сдвига по фазе.
Отношения амплитуд в децибелах наносятся на диаграмму в
зависимости от частоты входного сигнала си (рад/сек) в ло-
гарифмическом масштабе и, таким образом, получаем амплитуд-
но-частотную характеристику.
Устойчивость клапана определяется углом наклона, под ко-
торым эта характеристика пересекает ось абсцисс.Однако для
более точного определения устойчивости клапана необходимо
построить и фазо-частотную характеристику клапана. Динами-
ческие характеристики определяются значениями частоты пере-
сечения и соответствующего ей значениями фазового угла.
РОТОРНОЕ ГИДРОВОЗБУЖДЕНИЕ В КОЛЕБАТЕЛЬНЫХ
СИСТЕМАХ БОЛЬШОЙ МОЩНОСТИ
Современная техника все чаще прибегает к использованию
колебательных движений в технологических процессах. Выдви-
гаются повыиенные требования к мощности возбудителей, не
удовлетворяющиеся получившими широкое распространение цен-
тробежными и электромагнитными агрегатами. Поставленным тре-
Зованиям в ряде областей техники может ответить гидравли-
ческий способ возбуждения колебаний. К нему преимуществен-
но обращаются при механических испытаниях на усталость,ког-
да требуется развить большие возмущающие усилия (порядка де-
сятков и сотен тонн) и амплитуды сантиметрового и даже де-
циметрового порядка в диапазоне частот от практического нуля
до десятков герц. Громоздкость и высокая стоимость гидро-
возбудителей и вспомогательных агрегатов до последнего вре-
мени служили основным препятствием распространению этого
метода за область механических испытаний. Лишь с разработ-
кой новых принципов гидравлического возбуждения открылись
пути к его применении в технологических и производственных
процессах. Наибольшей перспективностью в этом направлении
обладают роторные агрегаты: пульсаторы для создания пере-
менного потока жидкости и торсаторы для преобразования ста-
ционарного потока в поворотные колебания.
Роторный пульсатор (рис.1) преобразует энергию двигате-
ля, вращающего ротор I, в пульсирующее движение жидкости
по каналам 2, связанным с отсеками золотника 3. Пульсация
возникает за счет возвратно-поступательного движения плун-
жеров Ч, обегающих эксцентричное статорное кольцо 5. Кана-
лы 2 соединяются с цилиндром двойного действия 6, i ок ко-
торого с нагрузкой 7 получает колебательное движение.
Величина пульсирующего потока в каналах 2 зависит от уг-
вовой скорости ротора , площади скалок f , их количест-
ва i и активного хода h » Hj - Н2>' определяемого конечными
положениями А и В над кромками перемычки золотника, нахо-
58
Рис.I. Роторный пульсатор.
дящеисж под углом у, к нормали линии центров ротора и ста-
При равномерном в радении золотника со скорости» ак-
тивный ход h-2i»Ln гармонически меняется, сообщая тот хе
характер изменения потоку в каналах 2
В каждом из каналов поток имеет противоположные фазы.
В результате плунжер площадью F колеблется со скоростью
амплитудой , _ wplf
X а, - с —Г~
№7 F
и ускорением , ;
Wa - ъ Щ '
Скорость вращения золотника определяет частоту воз-
буждаемых колебаний, амплитуда которых зависит от эксцент-
риситета г . Автономное серворегулирование и * позволяет
на ходу вибратора плавно менять кинематические параметры
возбуждения.
Нагрузка, приложенная,к итоку, вызывает периодическое
изменение давления в полостях цилиндра 6. В результате ро-
тор пульсатора находится под переменным давлением, а весь
агрегат одну половину цикла работает как насос, другую как
гидромотор, разгоняя маховик. Кинетическая энергия' вращения
последнего периодически обменивается с реактивной энергией
колеблющейся нагрузки. Рассеянная же часть энергии воспол-
няется приводным двигателем ротора. Свойство роторного пуль-
сатора периодически обменивать (рекуперировать) энергию ко-
лебания позволяет обходиться сравнительно малой приводной
мощностью, восполняющей потери энергии на внутреннее и внеш-
нее трение. Для восполнения объемных потерь магистрали агре-
гата питаются отдельным насосом. Скорость вращения ротора с
маховиком, определяющая энергетическую характеристику воз-
буждения, не влияет на его кинематические параметры и по-
этому позволяет сохранять рекуперативные свойства возбужде-
ния в диапазоне очень низких (до долей герца) частот.
Рекуперативность возбуждения, сервоуправление парамет-
рами колебаний при жестком сохранении кинематических харак-
теристик: частоты и амплитуды независимо от поведения на-
60
грузки* сиоеиоствоьгхл® оснащению этими возбудителями мод-
ных виброрлатформ. Такая платформа грузоподъемностью 50 тс.
с размером стола 4 х б м построена при участии Армавирско-
го СКБИМ в ЦНИИ строительных конструкций. Она способна раз-
вивать горизонтальные возмущающие нагрузки до 100 тс. в ди-
апазоне частот от 30 до 2500 циклов/мии. Столу платформы
спэбгают^м амплитуды до 50 мм и ускорения до 5^.
Возбу «ение осуществляется двумя роторными пульсатора-
ми с амт ггудой потока 6*0.— 3,3.IQ3 см3/сек каждый при
предельном давлении 160 кг/см^, т.е. с наибольшей цикличес-
кой мощностью** М » Х<ь “ 2 х 52 квт.
Инверсия пульсатора позволяет использовать его для пре-
образования постоянного потока жидкости в крутильные коле-
бания. Агрегат для осуществления этого движения - гидротор-
сатор изображен на рис. 2. Так же как и пульсатор, он сос-
тоит из неподвижного статора I, колеблющегося ротора 2 с
плунжерами 3 и вращающегося- золотника 4. Ротор 2 связывает-
ся с внешней нагрузкой 5 непосредственно или через соответ-
ствующий механизм. В один из отсеков золотника подается
жидкость от насоса 6; другой отсек связан со сливог. Торса-
тор работает в режиме гидромотора с меняющимся в процессе
вращения золотника направлением движения ротора. Частота
смен направлений соответствует угловой скорости золотникаj
угол псворота на каждом цикле определяется подачей жидкости
и эксцентриситетом статора. Основные достоинства гидроторса-
торов: широкий диапазон сервоуправляемых частот и возможность
регулирования угловых амплитуд от долей градуса до несколь-
ких полных оборотов.
Основное назначение торсаторов - возбуждение переменно-
го крутящего момента при внешней упругой, инерционней или
диссипитувной нагрузке на роторе Для этой цели питающая на-
сосная установка оборудуется аккумулятором и переливным кла-
паном (стабилизатором), .юследний поддерживает постоянное
давление Р в системе независимо
от расхода масла через ро-
то
Г
определяемого выражением Q &з*’
Нагрузка будет влиять лишь ка давление в системе, величи-
на которого ограничивается предельным значением.
Роторные цульсаторы меньаей мощности V - 13 квт выпускает
Армавирский завод испытателхяых мавкн. gp
где '•/ - угол поворота ротора, остальные обозначения те
же, что и для пульсатора.
Момент на валу ротора
Угол закручивания ротора при упругой нагрузке с коэффициен-
том С определяется, как
при инерционной нагрузке с моментом У , как
Л' гяу .
М2
при диссипативной нагрузке с коэффициентом К
а Ч _ М г и ,
dT ’ к ~ К77 Р Scn <*>3^
Отсюда значение расхода при соответствующих нагрузках
у X -J 2 yCL'xZ
Qc = 2 t
g* " g >я ~ P(d-Coi2ul3i)
*4 Д л
получает пульсацию с удвоенной частотой, а при диссипатив-
ной нагрузке приобретает дополнительную постоянную состав-
ляющую.
Помимо эластичных режимов, когда амплитуда угла поворота
ротора зависит от соотношения величины нагрузки и давления,
возможна их работа в жестких-режимах. При этом задается и
регулируется величина углов поворота ротора, а давление в
системе является реактивной величиной.
Ю.А.Бочнев, Л.М.Постраш,
Г.Л.Помогайбенко
РЕГУЛЯТОРЫ ДАВЛЕНИЯ И РАСХОДА ШЛАНГОВОГО ТИПА
За последнее время в различных отраслях техники нах л и
применение регулирующие клапаны илангового типа, в которых
изменение расхода регулируемой среды осуществляется обычно
•- -
посредством сдавлюаимя том или июш снос о jm труси <жлал-
га), выполненной из эластичного материала (резина,пластмас-
са и т.д.). К достоинствам таких исполнительных устройств
относится возможность регулирования агрессивных жидких, сы-
пучих и пульпообразных сред.
В настоящей работе описывается принцип действия и уст-
ройство автоматических регуляторов давления и расхода ман-
гового типа. К их достоинствам, помимо отсутствия механи-
ческих зажимных устройств следует отнести простоту конст-
рукции, высокую чувствительность при устойчивой работе и
возможность поддержания средних значений заданных величин
давления и расхода пульсирующей среды.
Принципиальная схема регулятора давления изображена на
рис.1а. Принцип действия регулятора следующий.
v
Рис.1, а) - регулятор давления;
б) - регулятор расхода; в) - ре-
гулятор расхода.
При понижении давления среды в трубопроводе 4 наруиа-
ется равновесие между силой пружины 8 и силой, развивае
мембраной чувствительного элемента 10. Заслонка II» гест
ио связанная с мембранами 9 и 10, перемещается вниз, У
пая открытие сопла 12; давление за дросселем 5 растет,
что в свою очередь приводит к равномерному сдавливанию
эластичной трубки 2. Вследствие этого проходное сечение
64
груоки уменьшается, что приводит к восстановлению регули-
руемого давления. В случае повышения давления работа регу-
лятора идет в обратном порядке.
Явления, имеющие место в работе регулятора, носят слож-
ный, трудно описываемый характер и сведения о них отсутст-
вуют. Поэтому при расчете регулятора давления были сделаны
следующие допущения:
I) сжатие трубки происходит равномерно без потери устой-
чивости формы;
2) коэффициенты расхода через все дроссели принимаются
равными;
3) жесткость трубки постоянна и не зависит от величины
ее сжатия;
4) истечение регулируемой среды происходит в атмосферу;
5) реакцией струи на заслонку II пренебрегаем.
Из условия равенства расходов через дроссель 3 и узкое
сечение эластичной трубки можно записать
(1)
где Q - расход;
/ - коэффициент расхода;
- площадь проходного сечения дросселя 3;
- площадь проходного сечения горла эластичной трубки;
у - ускорение силы тяжести;
Л - удельный вес среды ;
/х “ регулируемое давление.
Площадь проходного сечения горла эластичной трубки опре-
делится из выражения
^SZ(H-h)2> (2)
где £ - внутренний радиус трубки в свободном состоянии;
h ~ стрела прогиба трубки; (3)
F - площадь боковой поверхности трубки;
С - жесткость трубки ;
Ръ - давление в мевдроссежьной камере (давление снаружи
трубки) ;
Рг ” давление за дросселем 3 (изнутри трубки).
Давление в междроссельной камере определится из условия
ЭДенства расходов через дроссель 5 и сопло 12
' 65
PqwAnW,
L A -1 (4)
где - диаметр сопла 12;
fz - эффективная площадь мембраны 10;
л%- начальный натяг настроечной пружины;
- площадь проходного сечения дросселя 5;
К - жесткость пружины.
Из уравнений (I), (2), (3) и (4) получим окончательное
уравнение статической характеристики регулятора давления
<5)
где ^5737
Регулятор расхода (рис.16) имеет аналогичную конструкцию,
отличающуюся только тем, что чувствительный элемент измеря-
ет перепад давлений на дросселе 3, пропорциональный расходу
среды, и в чувствительном элементе вместо пружины сжатия,
как это имело место в регуляторе давления, устанавливается
пружина растяжения. Регулятор расхода может работать и по
иной схеме (рис.1в) без чувствительного элемента. Принцип
действия ясен из схемы. Уравнение статичной характеристики
регуляторов расхода будет иметь такой же вид, как и для ре-
гулятора давления (см.формулу 5). Отличным будет только вид
коэффициента 2 для регулятора расхода (рис.16).
" У О? к ) J •
для ретулятора расхода (рис.1в)
В целях определения правильности сделанных допущений бы-
ла проведена экспериментальная проверка работы регуляторов
на воде. Результаты экспериментов приведены на рис.2: а) для
регулятора давления, б) для регулятора расхода, выполненного
по схеме рис.16, в) для регулятора расхода, выполненного по
схеме рис.1в.
Там же нанесены кривые, полученные расчетом по форму-
ле (5).
66
Расчеты и эксперименты производились при следующих ус
ловиях:
для регулятора давления
<4 - 0,15 см у = 981 см/сек2
F 56 см^ я J5 см2
< - 3,6 кг/см ль = О
Г » 10“3кг/смэ у » 0,3.I0“Sr.cex2/cM8
С - 1,2 кг/см - 0,126 см2
для регуляторов расхода при тех хе условиях кроме:
- 0,062 см2
57
пъ = 1,6 см
с!ъ ~ о,25 см
к = 5 кг/см
Рассматривая рис.2, можно отметить удовлетворительное
согласование расчетных и экспериментальных характеристик,
что позволяет рекомендовать полученную формулу (5) при рас-
четах регуляторов рассмотренного типа.
Л.Ц.Виленский, В.П.Голговский
ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ ВОЗМОЖНОСТИ
I ПНЕВМОГИДРАВЛИЧЕСКИХ АККУМУЛЯТОРОВ
Работоспособность аккумулятора зависит от энергии, ак-
кумулированной в газовой полости. В общем случае работа,
совершаемая газом при политропическом расширении, может
быть выражена зависимостью?
где А - работа расширения;
Р( - давление в начальный момент расширения;
у/ - объем газа в начальный момент расширения;
П - показатель политропы.
- давление в конечный момент расширения.
Как правило, процесс зарядки аккумулятора идет строго
в определенном диапазоне давлений, где давление начала раз-
рядки определяется рабочим давлением в системе в данный мо-
мент, а давление конца разпяпки лимитируется минимально
допустимым давлением, определяемым из условия сохранения
аэродинамической устойчивости, следовательно, работу акку-
мулятора можно рассматривать при постоянном перепаде давле-
ния а Р » const.
В самолетных гидросистемах, где аккумулятор служит допол-
нительным источником энергии, его работоспособность опре-
деляется количеством рабочей жидкости Vokk , выталкиваемой
аккумулятором в системы в процессе разрядки.
68
видно,
где о1
Это
На рис.I. показала примерная характеристика пневмохидро-
аккумулятора. Уже сама характеристика показывает, что ко-
личество смеси а » выбрасываемое аккумулятором в сис-
тему, не будет постоянным по времени, а увеличивается к
концу процесса разрядки. Действительно,'из характеристики
что . , t
д Уа*к " Л Р •> (2)
- 'гол наклона характеристики аккумулятора к оси
ординат.
дает возможность сделать первый практический вывод,
что при наличии возмущений, требующих для их парирования
увеличения мощности гидросистемы и следующих друг за дру-
гом с большой частотой, аккумулятор может обеспечить ра-
ботоспособность системы даже при неполной дозарядкс^сле-
дующей после очередной разрядки.
Рис.1.
В процессе работы гидросистемы идет интенсивный нагрев
Рабочей жидкости. При этом с некоторым запаздыванием проис-
ходит нагоев газа в газовой полости аккумулятора.
Увеличение температуры газа при постоянном перепаде яв-
ления приводит к увеличению энергии давления чработоспособ-
uqcth) rasa:
с’
~ So ~ 5 Vq, с/ Р> (3)
где Ер - энергия давления;
с - скорость истечения газа;
I - объем газовой полости аккумулятора.
Увеличение температуры газа при условии постоянства пол-
ного объема аккумулятора (Уакк) равносильно увеличению на-
чального давления зарядки газовой полости (Рзар.), т.е. пчи
нагреве газа характеристика аккумулятора смещается вправе.
При неизменном диапазоне давлений это приведет к увеличению
работы, совершаемой газом при расширении, что хорошо видно
по характеристике (рис.1). Действительно, работа, совершае-
мая в процессе, равна площади, лежащей под кривой, изображаю
щей данный (процесс. При смещении характеристики вправо пло-
щадь, ограничиваемая политропической кривой, рабочим и ми-
нимально допустимым давлениями, увеличивается.
При увеличении температуры газа происходит увеличение дав
ления в газовой полости при полностью разряженной гидравли-
ческой полости аккумулятора (давление начальной зарядки).
Это может привести к тому, что при какой-то температуре
газа давление начальной зарядки станет равным или больше
минимально допустимого давления (см.характеристику аккуму-
лятора) ^зар доп.
В случае Рзар = Рт^доп в аккумуляторе при разрядке не
останется рабочей жидкости,и он теряет свои демпфирующие
свойства. В случае Рзар > Pmt:n доп произойдет сокращение ко-
личества рабочей жидкости, выбрасываемой аккумулятором в
систему при разрядке. И то и другое является недопустимым.
Отсюда вытекает второй практический вывод о том, что при за-
дании начального давления зарядки (Рзар) его величина всег-
да должна оставаться меньше минимально-допустимого давления
в системе Р_о < Р_. г_п при любой температуре газа, возмож-
ной при работе данной системы.
Количество рабочей жидкости, выбрасываемой аккумулятором
в заъмиит от "крутизны процесса расширения газа,
т.е. от величины подавателя политропы "Л-* .
из характеристики аккумулятора мы имеем /2)
70
угсл зависит 01 крутизны ntлитропического процесса и мо-
жет быть записан как функция от кривизны политропы, изобра-
жающей данный процесс
(б)
где К - кривизны политропы, которая может быть записана
как
(7)
Ecu продифференцировать уравнение политропы по получен-
ному выражению, взять вторую производную и подставить ее в
выражение для "К", то мы получим функциональную зависимость
угла <>£ , а следовательно, и количество рабочей жидкости,
выбрасываемой аккумулятором в систему, от показателя поли-
тропы Ц . .
(8)
В работе Фортинова Л.Г. показано, что с ростом давления
зарядки показатель политропы растет, а увеличение показате-
ля политропы ведет к увеличению ’’крутизны” процесса расши-
рения (к уменьшению угла ), т.е. к увеличению выбрасывае-
мого количества рабочей жидкости.
Для определения зависимости количества рабочей жидкости,
выбрасываемой аккумулятором в гидросистему, от температуры
газа предлагается следующая формула
(9)
где а - количество рабочей жидкости,выбрасываемой в
систему (в литрах) ;
Voaat - полный объем аккумулятора (в литрах);
Рзар - начальное давление зарядки газовой полости в
‘ ' КГ/см2 ;
и Р2- давление в системе в начальный и конечный мо-
менты разрядки аккумулятора при постоянной тем-
пературе ;
Та- температура газа в каких-либо двух рассматри-
ваемых моментах;
л - показатель политропы при данной температуре.
Следует отметить, что и в самом процессе разрядки акку-
мулятора происходит изменение показателя политропы из-за
71
j «г лил но и я мне-а ры жаг'дей среды к началь-
ной температуре газа, однако в случае быстрых циклов раз-
рядки для упрочения расчетов величину показателя политропы
модно считать постоянной в течение процесса разрядки.
Проведенная экспериментальная проверка выражения (9) по-
казала ге хорошую сходимость с полученными данными. Зави-
симость выбрасываемого количества рабочей жидкости от тем-
пературы газа для двух значений д Р показана на рис.2.
Из вышесказанного следует третий практический вывод о
возможности снижения объема, а следовательно, и веса пневмо-
гидравлического аккумулятора за счет увеличения количества
рабочей жидкости, выбрасываемой аккумулятором в систему,
при увеличении температуоы газа. Увеличение температуры га-
за может быть достигнуто несколько более ранним включением
гидросистемы и нагревом газа за счет разогрева рабочей жид-
кости либо с помощью специальных средств обогрева корпуса
аккумулятора.
Л.Я.Рубинов
УТЕЧКИ В ПЛАСТИНЧАТЫХ НАСОСАХ ДВОЙНОГО ДЕЙСТВИЯ
В насосах Г12-2 и Г12-4 суммарные утечки складываются из
частных: от камер под лопатками к всасыванию через зазоры
в д₽енах через к всасыванию через 5,; от
нагнетания к всасыванию через , через (рис.1а).
Особенности насосов-углы и радиусы - (рис.16).
I. Расчет утечек
§1 . Метод. Расчет основан на совместном решении уравнении
движения жидкости в зазорах (см.А.Ф.Осипов "Объемные гидрав-
лические машины*1) и кинематических зависимостей в насосах.
§2 . Допущения. I. Стенки зазоров параллельны. - ра-
диальны. ^движутся в секторе с углом следуют по хор-
дам. Торцовые зазоры симметричны. 2. Лидкость однородна. Те-
чение стационарное одномерное ламинарное.
§3 . Утечки между лопатками и ротором в зоне</-^. 2 случая:
, лопатки последовательно проходят зону.
2.<L>Jb , в зоне периодически одна и две лопатки. Доказыва-
ется, что также верно (I), но пульсации утечек могут вызвать
колебания давления.
§4. Торцовые утечки из камер под лопатками в дренаж -^.
~зёл^- ял-я fa'*2‘%-'(2)
Гц — “Ъ
торцовые утечки из тех же камер к всасыванию в секторах
о _ J. Рц J.S3 ,2 ш, р» . 9
*3 Z3
§6. Торцовые утечки между дисками и лопатками на участках
или t -толщина ло- (4)
патки.
также 2 случая: и £ <Л;для обоих случаев верно
>» но при £ >J следует ожидать колебаний давления.
73
tr ИО
If 1°^
№
<U
« н ;
И I ом
аз.
ю *»• о
SS >ч к
Я о о
вЗхэ о.
к
I I
ч.
§7. Утечки через радиальные зазоры лопаток и статора на
участках б1-?/ •
^7”^ или If**!*/ it. “ *IHHa зазора. (5)
В уравнениях утечек - частный коэффициент пропорциональ-
ности, 2",^/ " “ скоростные составляющие утечек
2. Определение радиального зазора -jy
Принято - в зазоре жидкостное трение. Преобразуем к наие-
му случаю известное для сегмента упорного поднипника сколь-
жения реюение уравнения Рейнольдса. Находим .
Ри / 0. Фп 0,16 - безразмерный коэффициент,
н у
Влияние переменной вязкости и оценки структрных составляю-
щих. Уравнение TZp/пл У для нашего случая: у (рн),
где ЛЬ-const, при/'??' у входа в зазор, - функция влия-
ния переменной вязкости. У нас $(Рн) » 0,99, принимаем »
Const и вводим в коэффициенты пропорциональности.
Расчеты позволяют также скоростные составляющие утечек опус-
тить.
3. Основные уравнения
§1 . Система уравнений частных коэффициентов пропорциональнос-
™ “ К> 7 £ls3. ]
е<* 1}
§2 . Уравнения утечек: л » „ \л л (8)
§3 . "Конструктивные'коэффициенты утечек. Напмием
и г^'лГ^^с3Рн • Примем/* о 3 • I. Безразмерные параметры %
назовем "конструктивными* коэффициентами утечек. Система
конструктивных* коэффициентов:
s опускаем, так как он всегда компенсирован малым и ста-
бильным
75
4. Численная реализация результатов
6(1 Kj и Kf определены для групп насосов Г12-21А ♦ Г12-23
и Г12-41Б ♦ П2-42А. Рассчитаны диапазоны и для мини-
мальных и максимальных зазоров. На рис.2 - график диапазо-
Рис.2. Суммарные утечки в
насосе Г12-21А. Масло "ин-
дустриальное" 20. t - 50°С.
I - верхняя теоретическая
граница, 2 - нижняя теорети-
ческая граница, 3 - экспери-
ментальная кривая ЭНИМС
(И.З-Зайченко и Л.М.Мышлев-
скии;.
нов для насоса Г12-21А. У него: Kj = 0,18 ♦ 4,8; К2 »
- 7,2 ♦ 14 ; К3 « 2,2 ♦ 4,2; К4 = 3,1 ♦ 8,5; К5 - 1,8; Кг -
=14,5 ♦ 33,5.
ж 0,47; “ 2,4 ; = 0,72; и 0,53.
Выводы
I. Для приближенных оценок утечки в пластинчатых насо-
сах можно принимать пропорциональными давлению.
2. Система частных и суммарных коэффициентов пропорцио-
нальности позволяет произвести эти оценки.
3. Конструктивные коэффициенты отражают особенности за-
зоров, должны учитываться при проектировании для оценок
влияния вида зазора на утечки, корректировок конструкции и
назначения высоты зазора Sc.
4. Торцовые утечки - основные не только из-за величины
S х , но и по причине больших и .
5. ПриЛ<«< ивозможны колебания давления.
6. Радиальный зазор оценивается аналогично зазору в сег-
ментах упорных подшипников скольжения.
7. Предложенная модель может быть распространена на объ-
емные насосы других типов.
СОДЕРЖАНИЕ
В.Д.Бриль, Ф.Г.Страдов. Оценка особенностей некото-
рых видов распределения ............................ 3
Б.И.Ернов, В.И.Амелин. О новых схемах гидромаиин... 7
В.В.Коневалов. Регулируемый роторно-биклаланный на-
сос................................................ и
А.А.Смирнов. Транспортные гидрообъемные передачи... 17
С.Г.Латыпов. Вопросы выбора оптимальных конструкций
малогабаритных высокооборотных иестеренннх
насосов высокого давления (МВШНВД) .... 20
М.В.Горбенко. Графо-аналитический метод исследова-
ния диаметральных размеров радиально-порм-
невых гидромалин.................................. 25
М.Д.Нижевенко. К вопросу определения оптимальных
размеров распределителей торцового типа... 28
D.M.Бабкин, Е.П.Иванов. Автоматические регулмрую-
, щие устройства моторной части гидпообъем-
ной трансмиссии..................................... 34
Н.Г.Серов. Разработка и исследования нового типа
золотников ого:? распределителя ....... 37
Ь.Ф.Визнер. Реактивные силы потока жидкости в плос-
ких проточных золотниках ................... 42
с*М.Орлов, Е.В.Максунова, В.Я.Медведь. Исследова-
ние гидродинамической силы, действующей на
плунжер дроссельного золотникового устрой-
стьа.......................
В.ВЛурбая. Бовме методи 4осх9девапЖ устоЖ^язости
динамических явлении в клапанах 54
С.Е.Тяблихов. Роторное гидровозбуадеиие в колеба-
тельинх системах больной ионности.................. 58
D.А.Боянев, Д.М.Пострам, ГЛ.ПомогаЖбенко. Регуля-
торы давления и расхода мангового типа • . 63
JLIUBuoncm, В.П.ГолговскиЖ. Энергетические воз-
можности пневмогидравлических аккумуляторов 68
М-Рубинов. Утечки в шастинчатмх насосах двобно-
' то доЖствия....................................... 73
Гадроирадоди гщдроавтоаатаха
Часть I
Узд. редактор Б.П.Смжржов
Отвечатаио ва ротаиравте тжпографжж ЦНТП
МОБ» Заж.22 Тжр.850 ОбЬем 5 п.1.Уч.-ад*.1.3,6 22.И-67Г.
Нежа 25 жоа.