Книга
← К списку книгЗагрузка разделов…
активнаАктивные записи участвуют в каталоге и синках. Неактивная книга скрыта, но не удалена из базы.
Книга
ГИДРОСТАТИЧЕСКАЯ ПЕРЕДАЧАДЛЯ ТРАКТОРА Т-125
Сравнительный анализ различных немеханических передач (электрической, пневматической, гидравлической) показывает, что наиболее перспективной для применения на тракторах является гидростатическая передача.
Гидростатический привод имеет ряд преимуществ по сравнению с механическим, основное из которых заключается в возможности автоматически бесступенчато в широком диапазоне регулировать режим работы трактора с сохранением постоянства номинальной мощности. Помимо возможности бесступенчатого регулирования, гидростатический привод дает возможность передавать мощность двигателя к агрегатам-потребителям с помощью жидкости по шлангам или шарнирным трубопроводам. Гидромоторы могут устанавливаться непосредственно у ведущих колес или встраиваться в них.
Непосредственная передача мощности гидростатическим путем на ведущие колеса делает ненужными сложные шестеренчатые приводы и передачу мощности при помощи валов. Появляется возможность более свободной компоновки агрегатов на тракторе.
При наличии автоматического регулирования значительно уменьшаются или даже полностью ликвидируются процессы включения и переключения передач.
Облегчение обслуживания машины даст возможность трактористу в большей степени, чем раньше, обращать внимание непосредственно на качество выполняемой работы.
Гидравлический привод по сравнению с механическим обладает меньшей металлоемкостью, большей плавностью действия, значительно большей выносливостью при перегрузках.
Но одновременно с большими преимуществами у гидростатического привода имеются и недостатки. К недостаткам относится, во-первых, более высокая стоимость гидростатического привода по сравнению с механическим приводом и, во-вторых, несколько меньший к. п. д. У современной гидростатической трансмиссии 1*з
п. д. равен 0,81—0,83, в то время как у существующих тракторных механических передач он равен 0,88—0,92.
Если первый указанный недостаток может быть устранен при массовом выпуске гидростатических передач, то второй недостаток требует дальнейшей работы конструкторов над созданием более совершенных агрегатов с более высоким к. п. д.
В 1962 г. ВНИИгидропривод по заданию Харьковского тракторного завода разработал гидростатическую передачу для трактора Т-125, в которую входят два регулируемых насоса и четыре нерегулируемых гидродвигателя, расположенных непосредственно у колес трактора.
Применение двух насосов позволяет иметь блокировку мостов, т. е. привод переднего и заднего мостов осуществлять от самостоятельных насосов.
Такая блокировка резко повышает проходимость трактора. Создается возможность блокирования левых и правых колес, что особенно важно для колесных тракторов при проведении пахоты.
Применение двух насосов обеспечивает7решение вопроса привода вала отбора мощности.
Применение четырех высокомоментных гидродвигателей позволяет иметь диапазон изменения передаточного числа при сохранении постоянства номинальной мощности равным 4. При этом диапазон изменения рабочего давления жидкости будет равен только 2.
Для любой гидростатической машины большое значение имеет правильный выбор величины рабочего давления, так как от этого зависят габариты и вес машины. Особенно большое значение это приобретает при создании гидрообъемных передач самоходных машин.
Проведенные расчеты показали, что в настоящее время наиболее выгодным давлением для получения наименьших габаритов и веса гидропривода самоходных машин является давление, равное 300—320 кГкм2. Расчеты показали также, что при давлении 200—210 кГ/см2 габариты и вес гидропривода увеличиваются незначительно. Поэтому в настоящее время, когда фактически делаются первые шаги в создании тракторов с гидрообъемным приводом, рационально принять рабочее давление равным 210 кГ/см2.
В дальнейшем, когда будут созданы надежные гидроагрегаты (насосы и гидромоторы), способные работать длительное время с более высоким давлением, можно будет решить вопрос о переходе на давление 320 кПсм2.
Следует отметить, что до настоящего времени еще не сделан трактор с гидрообъемной передачей, в которой бы рабочим, т. е. длительным, давлением жидкости было давление 210—320 кГкм2.
В тракторах различных иностранных фирм принято рабочее давление 140 кГ/см2, а давление 210 кГ/см2 используется только как максимальное, допустимое при кратковременных нагрузках. 4
В НАТИ на тракторе мощностью 30—35 л. с. применили насос фирмы «Гюльднер» (ФРГ) производительностью 235 л!мин с рабочим давлением 80 кПсм2.
На Липецком тракторном заводе применили насосы, предназначенные для работы с давлением 100 кПсм2. Опыт эксплуатации этих насосов на самоходных машинах в полевых условиях показал, что даже при давлении 100 кПсм2 они не обеспечивают длительной работы.
Применение в гидропередачах тракторов давления ниже теоретически обоснованного объясняется следующим.
Дело в том, что во всех тракторах как у нас, так и за рубежом применены регулируемые аксиально-плунжерные насосы с торцовым распределением, как наиболее конструктивно простые и малогабаритные.
Теоретически насосы с торцовым распределением должны обеспечивать длительную работу при давлении 200—320 кПсм2, но практически это пока не осуществлено и в основном из-за выхода из строя торцового распределения.
Выпускаемые в настоящее время в Советском Союзе и за рубежом насосы с торцовым распределением мощностью 50—100 л. с. могут длительно работать только при давлении 100—140 кГ!см\
Известно, что как у нас, так и за рубежом пока в основном работают над гидрообъемными передачами для тракторов мощностью 30—100 л. с. При таких мощностях и рабочем давлении 140 кГ/см2 габариты и вес гидроагрегатов получаются приемлемыми.
Перед ВНИИгидроприводом была поставлена задача спроектировать бесступенчатую передачу для трактора Т-125 мощностью 130 л. с. с перспективой увеличения этой мощности до 150 л. с.
Понятно, что при такой мощности применить давление 100 или 140 кПсм2 нельзя. Габариты передачи при таких давлениях получились бы неприемлемыми. Особенно большие трудности возникли бы при проектировании гидродвигателя, так как Харьковский тракторный завод на этом тракторе применил колеса с малым внутренним диаметром обода.
В этих условиях ВНИИгидропривод применил теоретически обоснованное рабочее давление жидкости, равное 210 кПсм2. Причем, по условиям задания, при этом давлении гидропередача должна работать большую часть времени всего срока службы трактора.
В насосе и гидромоторе было применено золотниковое распределение, обеспечивающее высокий объемный к. п. д., длительность работы на высоком давлении, а также обратимость агрегатов.
Основываясь на опытных данных, можно предполагать, что применение в насосе и гидромоторе золотникового распределения обеспечит получение заданного к. п. д. передачи.
Техническая характеристика передачи
Мощность, передаваемая передачей, в л. сДо 130
Рабочее давление жидкости в кГ/см2 210
Производительность иасоса в л!мин 0—260
Число оборотов приводного вала насоса в минуту 1500
Количество насосов 2
Настройка предохранительных клапанов в кГ/см2 . . .250
Число оборотов гидродвигателей в минуту 0—125
Крутящий момент гидродвигателей при давлении 210 кГ/см2 в кГм 630
Количество гидродвигателей 4
К. п. д. передачи 0,84
Диапазон изменения передаточного числа передачи при сохранении постоянства номинальной мощности4
Гидростатическая передача позволяет осуществить следующие позиции работы трактора:
ход вперед (все колеса ведущие);
ход вперед (все колеса ведущие с раздельным потоком масла по мостам);
ход вперед (ведущие задние колеса);
ход назад (все колеса ведущие);
ход назад (ведущие задние колеса);
буксирование (накат);
торможение, в горных условиях (горный тормоз); остановку (при включенном и выключенном двигателе). Гидравлическая схема передачи показана на рис. 1.
Все перечисленные выше позиции работы трактора осуществляются посредством рукоятки 4, управляющей работой насоса, и посредством переключения золотников 6 и 7. Практически блок золотников конструктивно выполнен так, что переключение золотников производится одной рукояткой. Схема изображена в положении, соответствующем второй позиции работы трактора.
На рис. 2 показана конструкция насоса. В целях получения малогабаритного и надежного насоса с высоким к. п. д. конструкция его выбрана аксиально-плунжерной с двухсторонним расположением плунжеров. Производительность —до 260 л/мин, число оборотов — 1500 в минуту; максимальное рабочее давление — 210 кГ/см?-, объемный к. п. д. 0,95; эффективный к. п. д. 0,92.
Насос состоит из вала 1, опирающегося на два радиальных' шарикоподшипника 2, двух корпусов 5 и 18, плунжеров, корпуса золотников 6, двух крышек 4 и 8, механизма регулировки, механизма распределения и других деталей.
Механизм регулировки производительности насоса состоит из наклонных дисков 3, закрепленных гайками 9 на вилках 12 и 17, осей 11 и 16, пальцев 14, стержня 13 и тяги 15. Наклонные диски с вилками могут поворачиваться на осях 11 и 16 на угол до 12° относительно плоскости, перпендикулярной к оси вращения вала. Поворот дисков производится путем перемещения тяги 15, которая связана через упорный шарикоподшипник 10 6
с рычагом механизма управления (на чертеже механизм управления и рычаг не показаны). При изменении угла наклона дисков 3 изменяется величина хода плунжеров, а следовательно, и производительность насоса. Плунжеры опираются на наклонные диски через бронзовые башмаки, имеющие возможность поворачиваться на шаровой поверхности плунжеров. Башмаки на своей торцовой поверхности имеют гидравлическую разгрузку с целью устранения больших сил трения между ними и наклонным диском.
Характерной особенностью данного насоса является золотниковое распределение, которое обеспечивает насосу способность обратимости, т. е. способность работать в качестве гидродвигателя.
В гидростатической передаче трактора насос работает как гидродвигатель при заводке двигателя внутреннего сгорания путем буксирования трактора и при горном тормозе, когда двигатель внутреннего сгорания превращается в механический тормоз.
Золотниковое распределение управляет работой двух половин насосов и состоит из стального корпуса, в радиальных отверстиях которого помещено семь золотников 7, т. е. столько, сколько пар плунжеров.
Каждый золотник управляет работой двух плунжеров. Перемещение золотников осуществляется от эксцентрика, находящегося в средней части вала / и выполненного с ним за одно целое. Золотники прижимаются к эксцентрику под действием давления подпитки, подводимого под торцы этих золотников от линии подпиточного насоса через трубку и каналы, выполненные в корпусе золотников.
К корпусу золотников с двух сторон приварены коллекторы, полости которых через каналы в корпусе соединены с соответствующими кольцевыми канавками золотниковых отверстий.
При работе трактора в один из коллекторов масло подводится, а из другого — нагнетается в систему.
На рис. 3 показан общий вид этого насоса с механизмом управления.
Общий вид механизма управления показан на рис. 4. Этот механизм состоит из трех соединенных между собой узлов: нижнего — гидроусилителя, среднего — регулятора мощности и верхнего — ограничителя максимального давления.
Гидроусилитель состоит из корпуса 21, поршня 20, следящего золотника 19, крышки 10 и других деталей и служит для привода механизма регулировки производительности насоса.
Регулятор мощности управляет работой гидроусилителя, обеспечивая изменение производительности насоса в зависимости от давления в системе с сохранением постоянства мощности.
Регулятор мощности состоит из корпуса 17, ступенчатого штока 4, пружин 14, 15 и 16, упора 13, стакана 12 и других деталей.
управления
Рис. 1. Гидравлическая схема гид / — гидродвигатель; 2 — насос; 3 — механизм управления насосом; 4 — рукоятка; 5 — клапан цасоса управления; (О — насос управления, Q = 6 л/мин; // — обратный кла- насоса подпитки; 14 — фильтр грубой
аппаратура
ростатической передачи трактора Т-125:
клапанная коробка; 6 н 7 — золотники; 8 — блок золотников; 9 — предохранительный пан подпитки; 12 — насос подпитки, Q = 40 л/мин; 13 — предохранительный клапан очистки; 15 — фильтр-центрифуга
Рис. 3. Регулируемый насос с механизмом управления гидростатической передачи трактора Т-125
1. 17 и 21 — корпус; 2 и 19 — золотинки; 3 — обратный клапан; 4 — шток; 5, 11, 14, 15 и 16 — пружины; б, 8 и 18 — плунжеры; 7 н 9 — детали; 10 — крышка;
12 — стакан; 13 — упор; 20 — поршень
Основными деталями ограничителя давления являются корпус 1, ступенчатый золотник 2, пружина 11 и плунжер 6 с пружиной, расположенные в корпусе регулятора мощности.
Механизм работает следующим образом. Рабочая жидкость от нагнетательной линии гидросистемы подводится одновременно к ступеням золотника 2 и штока 4.
Возникающие гидравлические силы направлены в сторону больших диаметров и уравновешиваются пружинами.
При повышении давления от 105 до 210 кГ/см2 гидравлическая сила, действующая на шток 4, перемещает его влево.
Шток 4 имеет одностороннюю связь со следящим золотником 19 при помощи деталей 7 и 9.
Перемещение штока 4 влево вызывает перемещение золотника 19 в ту же сторону. Производительность насоса при этом уменьшается. Понижение давления в системе вызывает перемещение штока 4 и золотника 19 вправо. Возвращение следящего золотника 19 происходит под действием гидравлической силы, действующей на плунжеры 8 и 18. Эта сила равна произведению давления системы управления на разность площадей плунжеров 8 и 18.
Крайнее правое положение следящего золотника 19 и поршня гидроусилителя 20 зависит от положения плунжера 8, которое устанавливается рычагом изменения скорости трактора.
Общая величина хода поршня гидроусилителя равна 30 мм, половина которого (15 мм) лежит в интервале действия закона сохранения мощности.
При повышении давления в системе выше 210 кПсм2 золотник 2 под действием гидравлических сил, действующих на поясок ступени, перемещается влево, сообщая среднюю канавку в корпусе 1 с системой.
Средняя канавка сообщена с полостью плунжера 6 через шариковый обратный клапан 3. Таким образом, под действием давления, превышающего 210 кПсм\ плунжер 6 при помощи деталей 7 и 9 перемещает следящий золотник 19 влево.
Производительность насоса уменьшается до нуля или до величины, при которой произойдет понижение давления. При понижении давления золотник 2 перемещается вправо, разобщая средний поясок с полостью давления и сообщая его со сливом. Плунжер 6 под действием усилия пружины 5 вытесняет масло через щель в седле обратного клапана 3 на слив. Следящий золотник 19 перемещается вправо, и производительность насоса увеличивается.
Регулятор мощности имеет три пружины.
Конструкция гидродвигателя представлена на рис. 5.
Как видно из рис. 5, гидродвигатель состоит из чугунного корпуса 2, в котором имеется пять отверстий диаметром 80 мм. В этих отверстиях перемещаются поршни 5 с шатунами 6. 12
Шатуны своими цилиндрическими поверхностями, покрытыми антифрикционным сплавом, опираются на эксцентрик 9 диаметром 150 мм, выполненный как одно целое с валом гидродвигателя.
Вал установлен в двух роликовых конических подшипниках.
Гидродвигатель выполнен с золотниковым распределением, как наиболее надежным и обеспечивающим высокий объемный к. п. д. Распределительные золотники 4 расположены в корпусе
Рис. 5. Гидродвигатель гидростатической передачи трактора Т-125:
/ — крышка; 2 — корпус; «3 — пружина; 4 — золотник; 5 — поршень; 6 — шатун;
7 — ось; 8 — крышка; 9 — эксцентрик; 10 — кольцо; 11 — кожух
гидродвигателя и перемещаются возвратно-поступательно под действием пружин 3 и специального эксцентрика, выполненного также как одно целое с валом.
Корпус гидродвигателя при помощи винтов прикрепляется к стальному фланцу, напрессованному и приваренному к оси. Уплотнение отверстий на стыке между корпусом и фланцем сделано при помощи круглых резиновых колец.
Колеса трактора насаживаются на конец вала гидродвигателя и закрепляются на нем посредством конического шлицевого соединения и гайки.
При подводе масла под давлением в цилиндры возникающая гидравлическая сила через поршень 5 и шатун 6 действует
13
на эксцентрик 9 вала и создает крутящий момент на валу. Эта сила действует на угле поворота вала 180°. При дальнейшем вращении вала происходит вытеснение «отработанной» жидкости на слив и создается подготовка для следующего рабочего хода поршня.
Так как в гидродвигателе пять цилиндров и в каждый момент на эксцентрик давит два или три поршня, то вал вращается непрерывно.
Управление потоком масла осуществляется золотниками, перемещение которых в каждый момент точно увязано с положением основного рабочего эксцентрика вала.
Рис. 1. Конструктивная схемаРис. 1. Конструктивная схема
Рис. 1. Конструктивная схема
Рис. 1. Конструктивная схема
Инж. Ю. В. Косычев
ГИДРОКОПИРОВАЛЬНАЯ СЛЕДЯЩАЯ СИСТЕМАс двухкромочным золотникомИ НЕДИФФЕРЕНЦИАЛЬНЫМ ЦИЛИНДРОМ
Гидрокопировальные следящие системы являются эффективным средством автоматизации процессов обработки деталей на металлорежущих станках. В настоящее время получили приме
нение гидрокопировальные следящие системы с однокромочными и двухкромочными золотниковыми распределителями с дифференциальным цилиндром и четырехкромочными — с недифференциальным цилиндром. Последние являются более компактными и обеспечивают одинаковые кинематические и динамические характеристики при движении в прямом и обратном направлении, появляются сложными в изготовлении. В Куйбышевском авиационном институте проводится работа по расширению возможностей применения гидрокопировальных систем и сравнительному анализу их качественных характеристик с применением методов теории автоматического регулирования.
Ниже дается теоретический анализ, еще не получивший широкого применения, гидрокопировальной следящей системы с двухкромочным золотниковым распределителем рабочей жидкости и недифференциальным цилиндром. Конструктивная схема показана на рис. 1.
Гидрокопировальная следящая система (ГКСС) работает следующим образом. Нагнетаемое насосом 5 масло через фильтр 4
по трубопроводу 2 подается в канал 8 и из него в полости 1 и II силового цилиндра 1, из которых по каналам 11 и 12 попадает в соответствующие полости А и В золотника 10. В зависимости от положения золотника 10, ширина щелей между рабочими кромками золотника и втулки изменяется.
Если золотник идет вверх, щель со стороны полости А золотника увеличивается, а со стороны полости В уменьшается. Тогда давление в полости I силового цилиндра падает, а в полости // возрастает. При неподвижном штоке поршня цилиндр 1 и жестко связанный с ним инструмент пойдут также вверх, и при наличии задающей подачи Snp будет воспроизводиться профиль копира.
Давление рн в нагнетательной магистрали насоса, подводимое к силовому цилиндру, регулируется переливным клапаном 6 и контролируется манометром 3. Слив осуществляется через трубопровод 7.
Функциональная структурная схемагидрокопировальной следящей системы
Функциональная структурная схема следящей системы представлена на рис. 2, а. Все обозначения на схеме соответствуют рис. 1.
Движение вверх щупа 9 является входным движением системы, представляющим функцию времени хвх = / (/).
Движение корпуса силового цилиндра вместе с жестко закреп- , ленным на нем инструментом является выходной величиной системы — увМх.
При построении функциональной схемы условно разделим движение системы на две части:
Движение щупа 9 при неподвижном корпусе (суппорте) 1.
Движение корпуса (суппорта) 1 при неподвижном щупе 9.
Такое разделение движения системы облегчает анализ ее работы, не внося погрешностей.
При первом условии движение щупа (точки Л) передается золотнику 10 с коэффициентом усиления hY = -^- (сигнал хх) и передается на выход серводвигателя 1. При этом отметим, что нижняя щель между золотником и втулкой увеличивается.
При втором условии движение сйстемы можно разделить на две составляющие:
первая—движение корпуса суппорта (точка С неподвижна); вторая — движение точки С (корпус суппорта неподвижен). Рассматривая первую составляющую, видим, что нижняя щель между золотником и втулкой уменьшается, что равносильно наличию жесткой отрицательной обратной связи (сигнал х^.
^^a^^r
Технологическое звено
а)
8)
При движении точки С сигнал передается с коэффициентом АВ
усиления к2 = -^- точке В (точка D неподвижна). Это приведет к перемещению золотника 10 вверх и к увеличению нижней щели, что равносильно наличию положительной обратной связи (сигнал х3).
На выход серводвигателя действует возмущающий сигнал у2, возникающий из-за колебания сил резания, связанных с неравномерными припусками, различной твердостью и т. п. (технологическое звено), характеризуемый значением \R.
Уравнения движения гидроусилителя
При выводе уравнения движения гидроусилителя (рис. 3) не учитывались следующие факторы:
Податливость (упругость) жестких элементов системы.
Силы сухого трения в золотнике и силовом поршне.
Рис. 3. Схема уравнения движения гидроусилителяРис. 3. Схема уравнения движения гидроусилителя
Рис. 3. Схема уравнения движения гидроусилителя
Рис. 3. Схема уравнения движения гидроусилителя
Давление в сливной магистрали.
Утечки масла в зазорах.
Изменение величины коэффициента расхода масла в зависимости от размера щели.
Уравнения неразрывности потока при движении системы вверх (по рис. 3):
Qi — Q4 + Qe + Св",Qi — Q4 + Qe + Св",
Qi — Q4 + Qe + Св",
Qi — Q4 + Qe + Св",
Qi Оз — <2? + Q=,
где
Qa МлРА V Рн — Рг;
(3)
Qi =-■ н^р (о02 — <т) Р^;
(4)
(5)
(6)
Qi = Н1РЛ V Рн — рр
(7)
Q3 - рбр (о01 + о) Vрг;
(8)
(9)
r dt •
(Ю)
Уравнение движения при отсутствии сил трения в направляющих станка:
mS = f^-PiHR;(И)
Р1+ Ра = Рн-(12)
В формулах (1)—(12):
Qi, Qi — расход масла при поступлении от насоса в полости I и II силового цилиндра в см3/сек;
Qa, Qi — расход масла на слив через соответствующие щели золотника в см'г/сек;
Q&, Qa — расход, вызванный сжимаемостью масла и трубопроводов, в см8/сек;
Qa, Qi — расход, вызванный перемещением поршня относительно цилиндра, в см8/сек;
М — приведенная к корпусу 1 масса движущихся частей суппорта в кГ -сек2/см;
F — площадь поршня в см2;
Pi, Pi — давление масла в соответствующей полости в кГ/см2;
рн — давление масла за насосом в кГ/см2;
R — усилие резания, действующее на корпус, в кГ;
Увых — перемещение корпуса цилиндра (суппорта) в см;
t — время в сек;
р = j/"-^ — коэффициент пропорциональности
в смЧкГ0,5 сек;
р — коэффициент расхода через щели золотника;
b — длина рабочих щелей управляющего золотника в см;
а — перемещение управляющего золотника в см;
p,j — коэффициент расхода через дроссели;
ц = ( ^ Qf — коэффициент сжимаемости масла с учетом податливости (расширения) трубопроводов и силового цилиндра в см2/кГ;
V — половина объема рабочего цилиндра в см4;
<т01, ст02 — величина соответствующего отрицательного перекрытия управляющего золотника в среднем положении в см;
/1, /4 — площади дроссельных отверстий в см2.
Используя уравнения (1) и (2) и (3)—(10) и принимая, что
/i = /2 = /, а следовательно, и ст01 = ст02 = о0, получаем:
^fVT^P^^^^ — ^VpiA-F^A-v^^-;(13)
М// Рн — Р1 = P-^Р (Сто + aWpi — F %-\- ^V ^-.(14)
Вычитая уравнение (14) из уравнения (13) и учитывая, что pi + Рг = Рн « Pi — Pi = Р,(15)
получаем уравнение ГКСС в установившемся режиме:
44(1+4)444
-0-4) 44И+4 v^- 444)} ■ (1«)
Дифференциальные уравнения гидроусилителяв отклонениях и относительных координатах
Произведя линеаризацию уравнений (3), (4), (7), (8) по формуле
. „80 к , dQ А
АО = -4- Аа 4 -5— Ар,хда 'др
(17)(17)(18)(18)получим:
(17)
(17)
(18)
(18)
2 1 Рн — Poi
Д<2з = цйр >44 Дст 4- 4Р (<т0 4- ст) 777^=;
2 V Pol
AQ2 — ' Hi/PAQ2 — ' Hi/PAp22 /pH — P02Ap22 /pH — P02(19)(19)
AQ2 — ' Hi/P
AQ2 — ' Hi/P
Ap2
2 /pH — P02
Ap2
2 /pH — P02
(19)
(19)
А$4 = И60(оо-о)-^-ИЬ0/ро2Ао.(20)
2 V Pre
Выразив уравнения (5), (6) и (9)—(И) вотклонениях, получим:
AQ^l/^L;(21)
AQ6 = AQ,=F^;(22)
AQs^V^;(23)
М cP Ар ««, АТ?.,
— •= М — АР1 + -^.(24)
Взяв за базисные значения переменных координат:
QBi = Н^о ]/^;
Рв = f;
сб ~ хб = Ув = °о;
Г) 7?5 = 7?о=^,
„ри
и учтя нулевые условия а = х0 = уа = 0; р01 = р02 =,
выразим уравнения (17)—(24) в следующем (операторном) виде:
z2 = z4 + z6 + z8;
(25)
z4 = z3 z7 H- z8;
(26)
22 ~^1^2»
(27)
Z4 = — X +u2;
(28)
z6 = e2py;
(29)
Z8 = e3PU2i
(30)
Zi = — e^v,
(31)
Za = X +Ui,
(32)
z& = eapUi,
(33)
Z7 = z6;
(34)
е4р^у = Ut — Ui-V е^к, (p),
(35)
21
где
_ _ А<21
1 бы
Z2 =
AQa Qbi
_ д<2з
3 Qei
, _ А<?4 .
4 бы ’
_ . а<?5
5 бы
Z6 =
&Q6 бы
~ aq7 Qbi
7 __А0я
8бБ1 ’
„ Аст
11 —-
^У .
ил = 4Р1
„ _ Ар2 .
ХБ ’
У
«б ’
Рол
РО2
(36)
fR (р) =
АР
F У 2
Ro ’
^1
. е 2цЬи0 ’^2
ЦйР Vpa ’
ез =
-^уур^. ybGo У2
2и0/И
64РнР ’
е5 = 1.
Исключив из системы уравнений (25)—(35) промежуточные координаты, получим операторное уравнение серводвигателя:
(Т1Р2 + Т ^р + \)ру = Ксх + <TRp + 1) KrIr (р),(37)
(38)(38)где
(38)
(38)
11 ~ "2ёГ ~ № ’
7'2 =7'2 =2е32е32у2Г"УУя ’2у2Г"УУя ’(39)(39)
7'2 =
7'2 =
2е3
2е3
2у2Г"УУя ’
2у2Г"УУя ’
(39)
(39)
е3 _ /ЗпУ/Рн
1 , .0(1^0 + ЩЛ ’
2 "г 1
= 1 _ усЬ^Урн .
«2 F /2’
4<т0Р У?4<т0Р У?(42)(42)
4<т0Р У?
4<т0Р У?
(42)
(42)
Структурная схема гидрокопировальной следящей системыи анализ погрешностей при установившемся движении
Разделив уравнение (37) на характеристический полином серводвигателя, получим уравнение разомкнутой следящей системы:
у (Т1Р- + т2р-М)Р 4 (Т^ + Тщ + Пр
которому соответствует структурная схема на рис. 2, б. Если учесть, что согласно функциональной схеме
X = Xt Х2 + Х3 = КгХвх Увых + КгУвых =
= Клх - (1 - к^ у8М„(44)
и подставить его значение в структурную схему разомкнутой системы (рис. 2, б), то структурная схема замкнутой системы примет вид, показанный на рис. 2, в.
Используя методы структурного анализа (принцип суперпозиции) [5], узел сравнения можно перенести непосредственно к входному сигналу — хвх. В этом случае структурная схема замкнутой системы примет вид, показанный на рис. 2, г.
В соответствии с последней передаточная функция замкнутой системы по управляющему воздействию [при /^ (р) = О, R = const] будет иметь вид
(nA = 745)
с W Tip3 + Тгрг1 ;
Из выражения (45) следует, что рассматриваемая гидрокопи- ровальная следящая система имеет астатизм первого порядка по управляющему сигналу, для которой позиционная ошибка равна нулю.
Рассматривая установившееся движение в соответствии с выражением (45), определим скоростную ошибку копирования в относительных координатах:
dy
hy ~ х8х Увых = j(1i(c ■(46)
Значение передаточной функции замкнутой системы по возмущениям, связанным с колебанием сил резания (при х8х = 0), из структурной схемы рис. 2, г будет иметь вид
(р) = Т1Рм- w+p+w; •<47>
Позиционная ошибка по возмущениям, связанным с колебанием сил резания (при \R = const и х8х = 0, ^ = о), из вы" ражения (47) будет иметь в относительных координатах следующее значение:
(48)
Абсолютное значение суммарной погрешности копирования Ак от входного сигнала х8х и возмущающего воздействия AR с учетом формул (36), (41) и (42) будет иметь следующий вид:
hK = hv + hR = —Ь2£— Vc +д/?.(49)
" К цЬр/рнКг С арнРрЬКхv 7
Анализ выражения (49) позволяет сделать следующие выводы:
Увеличение длины b рабочих щелей управляющего золотника пропорционально снижает погрешность копирования hK.
23
Увеличение коэффициента усиления рычага Ку пропорционально снижает ошибку копирования hK.
Увеличение давления рн снижает скоростную ошибку h0 пропорционально VРн и позиционную ошибку пропорционально давлению рн.
С увеличением диаметра дроссельных отверстий йж (рис. 4) и величины начального отрицательного перекрытия ст0 позиционная ошибка копирования hR увеличивается.
Рис. 4. Зависимость позиционной ошибки копирования от диаметра дроссельных отверстий и величины начального отрицательного перекрытия
Увеличение площади поршня F прямо пропорционально увеличивает скоростную ошибку копирования hu и уменьшает позиционную ошибку hR.
Выбор площади поршня F обусловлен видом работы ГКСС на повышенных скоростях, но с малыми возмущающими нагрузками, или на малых скоростях, но со значительными возмущающими нагрузками.
Оптимальную величину рабочей площади Fonm силового цилиндра, обеспечивающего наименьшую погрешность копирования при заданных значениях Vc и R, определяем из условия -^- = О [2], тогда из уравнения (49) получим
р 1/" (Hif + ^Ьа0) PR
Гопт V 2VivcV7h ''
Анализ динамических характеристикгидрокопировальной следящей системы (ГКСС)
На основании анализа работы ГКСС имеют важное значение две качественные динамические характеристики:
Устойчивость системы.
Характер переходного процесса (с целью обеспечения условий минимального перерегулирования при наличии колебательного процесса).
В соответствии со значением передаточной функции по управляющему воздействию (45) уравнение свободного движения, определяющее устойчивость линейной системы, записывается в следующем виде:
сРу , d^y . dy .„
где
йо ~ Дг> ^1 = Т 2; Яа = 1; я3 = KiKc.
Параметры Вышнеградского при этом будут иметь вид: z =°2=1•
и = а = з•
V “^з ^Т^КХКС
Условие устойчивости системы без учета сил трения
ZU 1 или
КАКС<^.
Из условия (55) с учетом значений (38), (39), (41) следует Г W + рЬпо)
(51)(52)(53)(54)(55)(56)(51)(52)(53)(54)(55)(56)Переходные процессы рассчитывались для гидросуппорта К-1Б (изготовлен в Куйбышевском авиационном институте), имеющего следующие конструктивные наладочные и расчетные параметры: F = 33,6 см2; М = 0,05 кГ-сек^км; ц = 0,7; р.т = 0,75 [31; о0 = 0,005 см; V = 101 см2; рн = 10, 20, 30, 40 кГ/см2; Кт = 0,5; 1,0; b = 5; 5,7 см; / = 0,0314 см2 -н 0,126 см2 или й!ж = 0,2т 0,4 см.
(51)
(52)
(53)
(54)
(55)
(56)
(51)
(52)
(53)
(54)
(55)
(56)
Построение переходных процессов по х8х производилось с помощью логарифмических частотных характеристик.
Для этого уравнение (37), ввиду наличия колебательного звена, преобразовывалось к виду
(т2р2 _|_ 2т£р + 1) ру = ксх.(57)
Рис. 5. Графики переходных процессов гидрокопировальной следящей системы: а — при изменении давления рн; б — диаметра дроссельных отверстий d^
Определялось значение г и ^:
тт/И т^
т
т
2Д»-’
(58)(58)_Zk^Р(цЬп0 + щ/) я / М
(58)
(58)
2У1\ " 4Д Г p^V
и по полученным значениям т, |, Кс, Ki строились амплитуднофазовые логарифмические частотные характеристики разомкнутой системы, по которым определялись вещественные частотные характеристики замкнутой системы Р (ш).
Рис. 6. Влияние коэффициента Ki на характер переходных процессовРис. 6. Влияние коэффициента Ki на характер переходных процессовРис. 7. Влияние длины 6 периметра золотника на характер переходных процессовРис. 7. Влияние длины 6 периметра золотника на характер переходных процессов
Рис. 6. Влияние коэффициента Ki на характер переходных процессов
Рис. 6. Влияние коэффициента Ki на характер переходных процессов
Рис. 7. Влияние длины 6 периметра золотника на характер переходных процессов
Рис. 7. Влияние длины 6 периметра золотника на характер переходных процессов
По вещественным частотным характеристикам Р (ш) методом трапецеидальных частотных характеристик строились переходные процессы ГКСС согласно работам [1 и 4].
На рис. 5, ал б даны графики переходных процессов КГСС при изменении давления рн (рис. 5, а) и диаметра дроссельных отверстий йж (рис. 5, б).
На рис. 6, аиби7, аиб показано влияние на характер переходных процессов коэффициента усиления Ki (рис. 6, а и б) и длины периметра золотника b (рис. 7, а и б). Анализ переходных
процессов, представленных на рис. 5, 6 и 7, позволяет сделать следующие выводы:
Увеличение рп, Кг и b способствует более быстрому реагированию системы на управляющее воздействие хвх. Однако сам переходный процесс обладает большей колебательностью.
Время переходного процесса Трег составляет примерно 0,01 сек.
ЛИТЕРАТУРА
Васильев Д. В. н Филиппов Г. С. Основы теории н расчета следящих систем. Госэнергонздат, 1959.
Лещенко В. А. Гидравлические следящие приводы для автоматизации станков. М., Мащгнз, 1962.
Френкель Н. 3. Гидравлика. Госэнергонздат, 1947.
Солодовников В. В. Основы автоматического регулирования. М., Мащгнз, 1954.
Шаталов А. С. Структурные методы в теории управления и электроавтоматике. Энергоиздат, 1962.
Инж. В. Ф. Визнер
СИЛОВОЙ СЛЕДЯЩИЙ ГИДРОПРИВОДС ПОЛОЖИТЕЛЬНОЙ ОБРАТНОЙ СВЯЗЬЮПО ДАВЛЕНИЮ НАГРУЗКИ
В настоящее время в практике гидравлических силовых следящих систем широкое применение находит гидропривод, где в качестве преобразователя энергии применяется нерегулируемый насос (шестеренный, лопастной и пр.), а в качестве регулирующего элемента используется проточный золотник цилиндрического исполнения. При этом регулирование потока рабочей жидкости, поступающей в рабочие камеры исполнительного органа (силового цилиндра, гидромотора и пр.), происходит как по схеме регулирования на выходе (в этом случае каждая камера исполнительного органа работает либо от отдельного двухшестеренного насоса, либо от одной из двух полостей трехшестеренного насоса), так и по схеме регулирования на входе и на выходе (в этом случае обе камеры исполнительного органа работают от одного двухшестеренного насоса).
Следящий силовой гидропривод, выполненный по любой из указанных схем, обладает рядом положительных качеств, к числу которых можно отнести наличие простого и дешевого преобразователя энергии — нерегулируемого насоса, практическое отсутствие зоны нечувствительности ненагруженного привода и т. п.
Основным недостатком следящего гидропривода с проточным золотником является непроизводительное потребление им мощности вследствие постоянного протока рабочей жидкости через золотник. Эта мощность требует увеличенного объема рабочей жидкости в гидроприводе для сохранения оптимального теплового баланса. Увеличение объема рабочей жидкости приводит к увеличению веса и габаритов гидропривода, а непроизводительное потребление мощности — к увеличению веса и габаритов приводного устройства (электродвигателя, турбины и т. п.). Таким образом, уменьшение непроизводительного потребления мощности является одной из главных задач при проектировании гидроприводов указанного типа.
Наибольшую непроизводительную мощность гидропривод потребляет в том случае, когда на входе регулирующего элемента его отсутствует командный сигнал (1К = 0). В этом случае мощность на выходе гидропривода равна нулю, а вся потребляемая мощность расходуется на тепло.
Очевидно, что величина потребляемой мощности при iK = 0 может определяться из выражения
(1)(1)К х гQhoPhO * ,
(1)
(1)
'\пр .Чяас
где Qk0 — производительность насоса в смР/сек;
Рно — давление рабочей жидкости на выходе из насоса (на входе в золотник), если пренебречь сопротивлением соединительной магистрали, в кГ/смг;
Лнас — общий к. п. д. насоса;
Лпр — общий к. п. д. приводного устройства.
Из выражения (1) видно, что уменьшение величины N хх может быть достигнуто за счет уменьшения либо фн0, либо рий. Рассмотрим, как влияет это уменьшение на выходные параметры гидропривода.
(2)(3)(2)(3)Очевидно, что по своему физическому смыслу статические коэффициенты усиления гидропривода по скорости и усилию могут быть записаны в виде зависимостей
(2)
(3)
(2)
(3)
du1^Qp I
dis8diK Ip _q
где KF — статический коэффициент усиления по усилию в кГ/ма;
Ку — статический коэффициент усиления по скорости в мм/сек • ма;
F — усилие на выходном элементе (штоке, валу) исполнительного органа, развиваемое гидроприводом, в кг;
v — скорость выходного элемента исполнительного органа в мм/сек;
iK — величина командного сигнала ма;
рр — величина перепада давления в рабочих полостях исполнительного органа в кГ/смг;
Qp — величина рабочего расхода в полости исполнительного органа в слг/сек;
S — площадь поршня в см2.
Из анализа системы уравнений, описывающих характеристики следящего гидропривода с проточным золотником [1], следует, 30
что
I Vp \рв о Чн + у^
(4)
и
(5)(5)NNXXXX/о2^/о2^1Г) Л‘пр ’нас1Г) Л‘пр ’наск-ЦтД ■к-ЦтД ■(8)(8)
(5)
(5)
N
N
XX
XX
/о2^
/о2^
1
Г) Л
‘пр ’нас
1
Г) Л
‘пр ’нас
к-ЦтД ■
к-ЦтД ■
(8)
(8)
\Pp\Qp=0 Рн
где Q„ — производительность насоса на входе в золотник в см3/се к;
рн — давление на входе в золотник в кГ/см2;
R1 и R2 — гидравлические сопротивления регулирующих отверстий золотников;
_ у к.Г-сек?
1,2 ~ в
у — удельный вес рабочей жидкости в кГ/см/3;
р, — коэффициент расхода;
g — ускорение силы тяжести в см/сек4-,
flj2 — площадь регулирующих отверстий золотника в см2.
После совместного решения уравнений (2)—(5) и проведения преобразований окончательное выражение для величин Кр и Ко можно представить в виде
ь- 2pH060S dh _
(7)(7) Q^pbo dh
(7)
(7)
° ~ Sfo <Нк '
где Ьй — начальная ордината регулирующего отверстия золотника в см;
h — ход золотника в см;
f0 — площадь регулирующего отверстия золотника при iK = 0 в см2.
Подставив полученные значения в формулу (1), получим выражения для потребляемой гидроприводом мощности при iK = О в виде следующей зависимости:
Из выражений (6) и (7) очевидно, что уменьшение величины либо pRQ, либо Q„o неизбежно вызовет уменьшение одного из статических коэффициентов усиления гидропривода.
Одной из основных характеристик следящих гидроприводов является зона нечувствительности гидропривода под нагрузкой. Известно, что для обеспечения хороших динамических параметров гидропривода (быстродействия, малой постоянной времени
31
й т. п.) величина зоны нечувствительности должна быть минимальной. В случае наличия на выходном элементе исполнительного органа нагрузки, величина которой не зависит от положения этого элемента (нагрузка трения, статическое усилие и пр.), для обеспечения малой зоны нечувствительности гидропривод должен иметь высокий статический коэффициент усиления по усилию. В то же время для обеспечения хорошего быстродействия и получения достаточных запасов устойчивости следящий гидропривод должен обладать достаточным статическим коэффициентом усиления по скорости. Указанные обстоятельства свидетельствуют о том, что путь уменьшения непроизводительной мощности за счет уменьшения статических коэффициентов усиления является неприемлемым.
В рассматриваемых схемах следящих гидроприводов существует однозначная связь между величиной командного сигнала и ходом золотника, которая выражается известной зависимостью (21:
Л = ;(,;,±д,„)|^|^-Л«2.(9)
где / — расстояние от оси валика поворотного электромагнита до оси золотника в см\
Мтр — чувствительность поворотного электромагнита (ток трогания) в ма;
Ф — угол поворота валика поворотного электромагнита в рад-, М — момент нагрузки на валике поворотного электромагнита в Гем.
Из зависимости (8) видно, что если бы связь h с ix была бы многозначной, то можно было бы при сохранении статических коэффициентов усиления гидропривода уменьшать величину N хх.
Одним из способов достижения многозначной связи h с iK может явиться регулирование величины h в функции не только iK, но и некоторых других величин, в частности, по величине перепада давлений в рабочих полостях исполнительного органа, т. е. путем введения в гидропривод положительной обратной связи по давлению нагрузки.
Принципиальная схема силового следящего гидропривода с положительной обратной связью по давлению нагрузки приведена на рис. 1.
В этой схеме под торцы золотника 1 подведено давление из рабочих полостей исполнительного органа. При этом управление перемещением золотника будет осуществляться не только управляющим усилием от электромагнита, но и нагрузкой, и зависимость между h и iK примет вид
Л - I у. ± ы„>11L, - ' <М “ Л-П> I #(10)
где F — площадь торца золотника, под которую подведено давление, в см2.
С увеличением нагрузки при постоянном iK увеличивается и h, что ведет к увеличению площади регулирующих отверстий золотника, а следовательно, и статических коэффициентов усиления гидропривода. Указанное явление будет иметь место лишь при наличии нагрузки на исполнительном органе, что соответствует силовой и механическим характеристикам. В случае от
сутствия нагрузки положительная обратная связь по давлению не будет влиять на статический коэффициент усиления по скорости, так как в этом случае перепад давления рр = 0 (перепадом давления для преодоления сил трения можно пренебречь). В этом случае очевидно, что
У'^ = 4—— X
2^ ^пр^нае
X к^кГ^^ (Ц)
где
Kf°c — статический коэффициент усиления по усилию при введенной положительной обратной связи по давлению в кГ/мм.
Рис. 1. Принципиальная схема силового следящего гидропривода с положительной обратной связью по давлению нагрузки: / — золотник; 2 — двухшестереиный насос;3 — приводной электродвигатель; 4 — управляющий электромагнит; 5 — силовой цилиндрРис. 1. Принципиальная схема силового следящего гидропривода с положительной обратной связью по давлению нагрузки: / — золотник; 2 — двухшестереиный насос;3 — приводной электродвигатель; 4 — управляющий электромагнит; 5 — силовой цилиндри КГ согласно рис. 2 имеет види КГ согласно рис. 2 имеет видKf1 КггосК FKf1 КггосК FЗависимость между Kf
Рис. 1. Принципиальная схема силового следящего гидропривода с положительной обратной связью по давлению нагрузки: / — золотник; 2 — двухшестереиный насос;
3 — приводной электродвигатель; 4 — управляющий электромагнит; 5 — силовой цилиндр
Рис. 1. Принципиальная схема силового следящего гидропривода с положительной обратной связью по давлению нагрузки: / — золотник; 2 — двухшестереиный насос;
3 — приводной электродвигатель; 4 — управляющий электромагнит; 5 — силовой цилиндр
и КГ согласно рис. 2 имеет вид
и КГ согласно рис. 2 имеет вид
Kf1 КггосК F
Kf1 КггосК F
где кпос — коэффициент усиления положительной обратной связи по давлению нагрузки в мм/кГ.
Таким образом, из формул (1) и (11)
- 1 - КрКпвС
lN XX
т. е. при введении в следящий гидропривод положительной обратной связи по давлению нагрузки величина непроизводительно потребляемой мощности уменьшается в (1 — КрКпос) Раз- Опыт проектирования силовых следящих приводов с положительной
3 ВНИИГидропривод 83333
обратной связью по давлению нагрузки показывает, что существует ограничение для выбора величины Кпос.
Эта величина должна выбираться такой, чтобы действие положительной обратной связи начиналось при ходе золотника от нулевого положения h (0,05-^0,1) /imax. Несоблюдение этого положения приводит к возникновению автоколебаний золотника или значительному гистерезису силовой характеристики гидропривода.
Введение в гидропривод положительной обратной связи по давлению принципиально возможно при любом исполнении проточного золотника (цилиндрическом, поворотном и т. п.). Однако наиболее оптимальным вариантом золотника в этом случае яв
ляется плоский проточный золотник с вертикальным упругим подвесом подвижной части и разнесенными регулирующими отверстиями, который в силу своих конструктивных особенностей обладает положительной обратной связью по давлению.
Схема силового следящего гидропривода с плоским проточным золотником приведена на рис. 3.
Все элементы гидропривода размещены в корпусе 3, являющемся одновременно и резервуаром для рабочей жидкости.
Двухшестеренный насос 2, приводимый во вращение электродвигателем постоянного тока /, засасывает рабочую жидкость из корпуса 4 и через магистральный фильтр 7 нагнетает ее на вход золотника 5. Подвижная часть рамки золотника при помощи рычага связана с валиком поляризованного реле 6.
При отсутствии командного сигнала на входе поляризованного реле (iK = 0) подвижная часть рамки золотника и валик поляризованного реле находятся в нулевом положении. При этом вся рабочая жидкость, нагнетаемая насосом, сливается в корпус 4 через регулирующие отверстия золотника, создавая равные начальные давления в обеих полостях силового цилиндра. Поршень со штоком вследствие равенства начальных давлений неподвижен.
При подаче командного сигнала на вход поляризованного реле валик последнего через рычаг перемещает подвижную часть рамки золотника на величину, пропорциональную величине командного 34
сигнала. При этом в случае наличия внешней нагрузки на штоке создается и увеличивается перепад давлений в рабочих полостях силового цилиндра и увеличивается реакция этого давления на подвижную часть золотника. Под действием горизонтальной составляющей этой реакции подвижная часть золотника доиолни- тельно перемещается на величину, пропорциональную увеличе-
Рис. 3. Схема силового следящего гидропривода с плоским проточным золотником:
/ — электродвигатель; 2 — двухшестеренный насос; 3 — корпус с силовым цилиндром; 4 — поляризованное реле; 5 — плоский проточный золотник; 6 — предохранительный клапан; 7 — магистральный фильтр; 8 — потенциометр обратной связи
нию перепада давлений; при этом происходит дальнейший рост перепада давлений.
Под действием возникшего перепада давлений шток с поршнем начинает двигаться со скоростью, проиорциональной величине нагрузки на штоке. При изменении полярности командного сигнала направление движения поршня изменяется.
Шток связан с одной стороны с внешней нагрузкой, а с другой — с подвижной контактной системой потенциометра обратной связи 8, с обмоток которого снимается напряжение обратной связи, пропорциональное величине хода штока. В гидросистеме расположен предохранительный клапан шарикового типа 3, предохраняющий силовые элементы гидропривода от недопустимых перегрузок.
3* 35
Конструкция гидропривода рассматриваемого типа показана на рис. 4.
Корпус гидропривода 1 представляет собой отливку из алюминиевого сплава и выполнен совместно с силовым цилиндром 10. На внутреннем приливе корпуса крепится двух шестеренный насос 7 с плоским золотником 4, в который вмонтированы магистральный фильтр 5 и предохранительный клапан 6.
Рис. 4. Конструкция силового следящего гидропривода с положительной обратной связью по давлеРис. 4. Конструкция силового следящего гидропривода с положительной обратной связью по давлению:нию:
Рис. 4. Конструкция силового следящего гидропривода с положительной обратной связью по давле
Рис. 4. Конструкция силового следящего гидропривода с положительной обратной связью по давле
нию:
нию:
/ — корпус; 2 — поляризованное реле: 3 — регулировочная пружина; 4 — плоскийзолотник; 5 — крышка; 6 — предохранительный клапан; 7 — двухшестеренчатыйнасос; 8 — магистральный фильтр; 9 — электродвигатель; 10 — силовой цилиндр* 11 —потенциометр обратной связи
Основные параметры насоса: число зубьев шестерен — 11; модуль— 1,5 мм; ширина шестерни — 6,6 мм; удельная производительность — 0,62 см‘л1об; максимальная скорость вращения — 7500 об!мин; максимальное давление — 75 кПсмг; объемный к. п. д. при давлении 75 кПсмй — 0,9; механический к. п. д. при давлении 75 кПс1^ — 0,8.
Конструкции насоса и плоского золотника аналогичны конструкциям, представленным в трудах 1-й Ленинградской конференции по гидроприводу (1963 г.), и в настоящей статье не рассматриваются.
На внешнем приливе корпуса укреплен электродвигатель 9 постоянного тока смешанного возбуждения. Электродвигатель 36
работает при напряжении питания 28 ± 5 в и при моменте на валу 2300 Гем имеет скорость вращения —6500 об/мин, при моменте 8000 Гем — —3000 об/мин (потребляемые токи соответственно 9 и 21 ар Внутри корпуса расположено поляризованное реле 8, представляющее собой поворотный электромагнит с сопротивлением обмоток управления 200 ом и углом поворота валика ±2° 30'. Для создания позиционной зависимости угла поворота валика реле от величины командного сигнала валик нагружен внешней нагрузкой с общим градиентом —6 Гем/мин (упругость подвески золотника плюс упругость регулировочной пружины 9). Параметры гидропривода регулируют через окно в корпусе, закрытое крышкой 10, при помощи изменения длины и угла установки пружины 9.
К фланцу силового цилиндра крепится потенциометр обратной связи 11, который имеет две обмотки со средней точкой и одну без средней точки. В потенциометр встроены концевые контакты, срабатывающие при ходе штока на величину ± 15 мм от нулевого положения. Фильтр 5 представляет собой металлический сетчатый элемент звездообразного сечения, выполненный из сетки с ячейкой 0,04 мм. Фильтр предохраняет рабочие органы золотника от продуктов износа деталей насоса гидропривода, а также от грязи, занесенной в гидропривод при сборке. При расходе через фильтр 4—4,5 л/мин падение давления на фильтре составляет 0,2—0,3 кГ/см2. В качестве рабочей жидкости в гидроприводе применено масло РМЦ ТУ МНП 532—57, обеспечивающее его нормальную работу при температуре окружающей среды от —45° С до +50° С. Предельная температура масла в корпусе гидропривода +95° С.
Основные параметры гидропривода приведены в таблице.
На рис. 5 показаны статические характеристики гидропривода, определенные в нормальных условиях (температура окружающей среды 20 ± 5° С, напряжение питания электродвигателя 28 в, атмосферное давление 760 мм рт. ст., относительная влажность воздуха 60—80%). Из рис. 5 видно, что силовая характеристика гидропривода имеет характер, близкий к релейному, а скоростная характеристика при отсутствии нагрузки имеет практически линейный характер. При увеличении нагрузки на штоке гидропривода скорость его падает не линейно, а примерно пропорционально корню квадратному из величины относительного увеличения нагрузки при положениях золотника, соответствующих величине командного сигнала iK < (0,74-0,8) iK max. Таким образом, при введении в следящий гидропривод с проточным золотником положительной обратной связи по давлению нагрузки его статические характеристики приобретают вид, свойственный гидроприводу с непроточным золотником и регулируемым насосом (случай регулирования при постоянном давлении), а сам гидропривод продолжает сохранять все положительные качества, присущие гидроприводам с проточным золотником.
Основные параметры силового следящего гидроприводас положительной обратной связью по давлению
Параметры
Размерность
Величина
Примечания
Скоростьдвижения
штока без нагрузки:
а) при 1к = 10 ма
мм] сек
26±3
б) при 1к = 30 ма
»
67±7
Скоростьдвижения
штока при нагрузке 270 кг
»
>38
Усилие на штоке, развиваемое гидроприводом:
прн iK = 2 ма
при iK = 4 ма
кГ »
250±150
>690 кГ
При t° окружающей среды 20±5° С и напряжении на клеммах электродвигателя 28 ' 0,3 в Т
Ток трогания при нагрузке на штоке 100 кГ
лш
<1,5
Сила тока, потребляемого электродвигателем:
а) прн tK = 0 . . .
а
<9
б) при iK = 30 ма и нагрузке 690 кг
»
<20
Командный ток компенсации механического самохода . . .
ма
<0,5
Рабочий интервал температур окружающей среды
°C
—45°<
<+50°
При Г=04—45°С самоподогрев при iK = 0 в течение 10 ман.
Ресурс работы . . . .
ч
>50
Время непрерывной работы
ман
15
Вес гидропривода
кг
5,25
На рис. 6 приведены амплитудно-фазовые характеристики рассматриваемого гидропривода при отсутствии нагрузки на штоке, определенные осциллографированием, а на рис. 7 — те же характеристики при наличии позиционной нагрузки с градиентом 15 кг1мм. Эти характеристики показывают, что в диапазоне частот командного сигнала от 0 до 12 гц величина фазового сдвига лежит в пределах 90—110°, незначительно увеличиваясь при на-
Рис. 5. Статические характеристики силового следящего гидропривода с полс- жительной обратной связью по давлению:
а — скоростная характеристика v = f ^iK) при F = 0; б — силовая характеристика F = f (J^ при и = 0; в — механическая характеристика р = f (F) при ZK = var
личии нагрузки. Величина динамического коэффициента усиления гидропривода также несколько уменьшается с увеличением нагрузки. Остальные динамические характеристики гидропривода (постоянная времени и пр), определяются в каждом конкретном случае вместе со всем контуром сервопривода и в настоящей статье не рассматриваются.
Результаты проведенных работ по созданию рассматриваемых силовых следящих гидроприводов показывают, что введение положительной обратной связи по давлению нагрузки в схему гидропривода с проточным золотником и нерегулируемым преобразователем энергии позволяет повышать статический коэффициент усиления по усилию без дополнительного увеличения непроизводительно потребляемой мощности, т. е. в конечном счете увеличивать к. п. д. гидропривода и улучшать его коэффициент весового совершенства (вес, приходящийся на единицу мощности).
Рис. 6. Амплитудно-фазовые характеристики ненагружен- ного силового следящего гидропривода с положительной обратной связью по давлению
Рис. 7. Амплитудно-фазовые характеристики силового следящего гидропривода с положительной обратной связью по давлению при позиционной нагрузке на штоке с градиентом 15 кг!мм
ЛИТЕРАТУРА
Блекборн Дж. и Шерер Дж. Л. Гидравлические и пневматические системы управления. Изд-во иностр, лит., 1962.
Г а м ы н и н Н. С. Основы следящего гидравлического привода. Оборон- гиз, 1962.
Г и й о н М. Исследование и расчет гидравлических систем. М., Изд-во «Машиностроение», 1964.
Литвин-Седой М. 3. Гидропривод в системах автоматики. Машгиз, 1956.
Но с о в Ю. А., Попов Д. Н. и Рождественский С. Н. Некоторые вопросы расчета и конструирования гидравлических систем. Оборон- гиз, 1962.
С. Н. Кожевников, Л. В. Праздников и Э. А. Смоляницкий
ДИНАМИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕБЫСТРОДЕЙСТВУЮЩЕГО МЕХАНИЗМАС ДРОССЕЛЬНЫМ СЛЕДЯЩИМ УПРАВЛЕНИЕМ
При переводе на дистанционное ручное или программное автоматическое управление тяжелых машин и механизмов, работающих в реверсивном режиме, в первую очередь приходится решать вопросы, связанные с выбором оптимального типа привода, обеспечивающего требуемое быстродействие и наиболее простую и надежную систему управления.
Поскольку высокое быстродействие инерционных систем может быть достигнуто прежде всего путем увеличения удельной силовой напряженности привода, применение гидропривода для автоматизации рассматриваемых механизмов следует считать наиболее перспективным.
Обычно для автоматизации механизмов большой мощности используется гидропривод с объемным регулированием обладающий высоким к. п. д., хорошими динамическими и эксплуатационными качествами.
Однако в ряде случаев применение объемного гидропривода может оказаться невозможным или даже нецелесообразным.
Так, системы с объемным регулированием, в которых в качестве рабочей жидкости используется минеральное масло, ввиду огнеопасности вообще не могут быть применены для механизмов, имеющих непосредственный контакт с раскаленным металлом.
Настоящая работа посвящена вопросу использования следящего дроссельного гидропривода с жесткой отрицательной обратной связью, работающего на воде при дистанционном ручном или автоматическом управлении механизмами тяжелых быстроходных машин.
Следящий дроссельный гидропривод должен обеспечивать:
работу управляемых им механизмов в широком диапазоне скоростей; при этом максимальное значение скорости может достигать одного или даже нескольких метров в секунду;
допустимый по условиям прочности и долговечности закон торможения движущихся частей механизма;
42
отработку заданного перемещения поршня с точностью от одного до нескольких миллиметров;
устойчивость системы во всем диапазоне скоростей.
Технологической нагрузкой рассматриваемых механизмов в большинстве случаев является практически постоянная по величине сила трения, которая в переходные режимы составляет незначительную долю инерционных сил.
Главной задачей, возникающей при разработке следящего дроссельного гидропривода, является правильный выбор основ
ных параметров системы, обеспечивающих быстродействие и устойчивую ее работу в диапазоне заданных скоростей при удовлетворительном качестве переходного процесса.
Известные методы расчета устойчивости гидравлических следящих систем в линейном приближении дают результаты, плохо согласующиеся с данными практики. Оценку качества работы следящего дроссельного гидропривода при нелинейном математическом описании наиболее просто можно дать путем исследования уравнений движения на электронной моделирующей установке.
Пренебрегая потерями напора на трение и местными сопротивлениями в силу малой протяженности магистралей и их большого проходного сечения, для дроссельного гидропривода, расчетная схема которого приведена на рис. 1, уравнения, описывающие процессы при движении поршня влево и вправо с учетом упругости 43
трубопроводов и жидкости, а также утечек в цилиндре, можно записать в следующей форме.
При перемещении влево:
уравнение движения
тпрх ф ршРа — pnF уТ sign х = 0;(1)
уравнение расхода жидкости в поршневой полости
•Fin л п •
Fx= Gny рн — рп— - pn — Qym;(2)
уравнение расхода жидкости в штоковой полости
*Fctlm пр •
FaxG ш У рш -]-р рщ Qytn'(3)
с пр
Соответственно при движении вправо:
тпрх + Рп? — РшРа + Т sign х = 0;(4)
Fx= GnVpn-\ ^Pn-Qyy(5)
'г1FПО
Fax = Ошу рн — ршр—- рш — Qym.(6)
Здесь:
m,np — приведенная к поршню масса подвижных частей механизма и жидкости в кГсм/сек,2;
х, х, х — соответственно перемещение, скорость и ускорение поршня в см, см!сек. и см! сек2;
рп и рш — давление жидкости в поршневой и штоковой полостях силового цилиндра в кГ!см2;
F и Fa — соответственно площади поршневой и штоковой полостей цилиндра в ел2;
Т — технологическое сопротивление в кГ;
Gn и Ош — проводимость поршневой и штоковой магистралей распределителя в смЧсек-кР11.
Приведенная к диаметру цилиндра длина поршневой (штоковой) магистрали в см
где /^ — площадь проходного сечения трубопровода в см2;
Рц — площадь цилиндра приведения в см2;
lmp — существующая длина трубопровода в см.
Объемный модуль упругости масла с учетом податливости трубопроводов (в кПсм2^
11 d
ЕпрЕжЕтрЬ
где Ем — объемный модуль упругости жидкости в кПсм3;
Етр — модуль упругости материала трубопровода в кГ/см2; а — диаметр трубопровода в сл<;
6 — толщина стенки трубопровода в см.
Утечки через уплотнения в поршне (в смЧсек)
Qym = Gy <Pn — Pj sign (pn — p,^.
где Gy — суммарная проводимость щелей.
Поскольку во время разгона системы резких пиков давлений в полостях цилиндра не наблюдается, проведем упрощенный анализ устойчивости системы в первом приближении, исключив влияние упругости жидкости и утечек.
Представим проводимость распределителя с нулевым перекрытием в следующем виде:
где р — постоянный коэффициент расхода;
с — ширина щели в см;
и0 — скорость задающего движения в см/сек; t — время в сек;
—передаточная функция механизма обратной связи;
х — перемещение поршня в см;
g — ускорение силы тяжести в см! сек?;
у — удельный вес рабочей жидкости в кГ/см3;
Чл — передаточное отношение клина.
Тогда при равенстве проводимостей поршневой и штоковых магистралей дроссельного распределителя Gn = Сш уравнения (1), (2) и (3) можно записать в виде
тпрх + ршЕа — pnF -[- Т sign х = 0;
(7)(7)Подставив выражения (8) и (9) в уравнение (7), получим
(7)
(7)
х=—В ^ .2 + А
и
Здесь
У = F3^ (а3 + 1) WcXAp
[см]
А ——— [cMlceK^.
f^np
Коэффициент В является конструктивным параметром привода. Он может быть изменен в широких пределах в зависимости от требуемой скорости поршня.
Значением величины А оценивается эффективная сила, приложенная к поршню.
Анализ уравнений, характеризующих работу следящего привода при указанных выше упрощающих предположениях, может быть легко осуществлен на аналоговых установках. Такой анализ был проведен на типовой установке МНБ. При решении уравнения (10) на электронной модели параметр В изменялся от Эдо 63 см, параметр А — от 280 до 640 см/сек2. Коэффициент обратной связи
принимался равным единице.
2 Пк1
В машинных переменных при масштабах ах = —^- = -^ и ат = 10 величины Л и В соответственно равны
А —• В — —
м — 45-102 ’ м 45 '
Блок-схема электронной модели приведена на рис. 2. Функция uot воспроизводилась интегрированием заданной скорости и3 по времени блоком 5 с ограничением по перемещению.
Анализ осциллограмм фазы разгона (рис. 3), записанных для скоростей задающего движения 40, 50 и 60 см!сек, позволяет сделать следующие выводы.
46
Минимальное значение параметра В, при котором система устойчива, составляет примерно 20 см. С увеличением коэффициента от минимального значения продолжительность переходного процесса уменьшается и улучшается его качество. При параметре В < 20, например 9 см, система, как видно из рис. 3, теряет устойчивость.
С увеличением параметра А от 280 до 640 с Mice кА сокращается длительность переходного процесса.
Для физической модели следящего дроссельного гидропривода манипулятора блуминга примем В = 20 см; А = 640 см/сек1.
Для проверки результатов электронного моделирования, согласно приведенному выше математическому описанию процессов рассматриваемой следящей системы, была построена физическая модель механизма манипулятора обжимного стана. Для привода линеек манипулятора использована схема на рис. 1.
Согласно требованиям производительности и прогрессивной технологии, линейки манипулятора в цикле прокатки слитка должны, во-первых, иметь фиксированные положения у буртов калибров и, во-вторых, иметь несколько смещенных позиций в каждом положении. В связи с этим задающее устройство выполнено с двумя цилиндрами управления и дифференциальным механизмом, воспроизводящими требуемые перемещения.
Скорость движения цилиндра управления задается при помощи регулятора скорости, установленного на сливе. Каждая линейка манипулятора весом 700 кг, подвешенная на прямилах Чебышева, перемещается одним цилиндром, с площадью поршневой полости 33 см2 и штоковой — 20,6 сл<2. Силовой привод модели выполнен для работы на масле. Рабочая жидкость — масло веретенное 3 (индустриальное 20).
Основные размеры и конструкция четырехкромочного следящего золотника показаны на рис. 4. Здесь же показана форма дросселирующего окна. Полный ход золотника 8 мм. Источником постоянного давления служит насос НПР-713, включенный в систему через предохранительный клапан с переливным золотником. Передаточная функция обратной связи — =: 1.
Задавшись коэффициентом В = 20 см, получим передаточное отношение клина
• _ 1 /F3 (а3 + 1) укД V 2gc3mn^B ‘
Поскольку значение коэффициента расхода р зависит от площади проходного сечения дросселя, которая при работе с большими скоростями изменяется в десятки раз, оказалось необходимым экспериментально определить коэффициент расхода для установленного золотника. Экспериментальные значения коэффициента расхода р в функции смещения золотника, полученные путем
47
v
Vo* 0,6 м/сек
VQ- 0,5 м/сек VD = OJt м/сек
О, / сек
A -280A -280
A -280
A -280
A -WO
Рис. 3. Осцилло
A = 520
А = 640
В = 9
граммы фазы разгона
49494В НИИ Гидропривод833
49
49
проливки масла при разных давлениях, приведены па рис. 5. Приняв для расчета среднее постоянное значение коэффициента расхода р, = 0,45, получим
кл = 0,034.
При экспериментальном исследовании модели осциллографом Н-700 одновременно записывались давления в поршневой и штоко
вой полостях силового цилиндра, ошибки слежения и скорости
Рис. 5. Экспериментальные значения коэффициента расходаРис. 5. Экспериментальные значения коэффициента расходалинейки манипулятора.
Рис. 5. Экспериментальные значения коэффициента расхода
Рис. 5. Экспериментальные значения коэффициента расхода
В качестве преобразователей давлений жидкости в электрические сигналы использовались мембранные датчики давления реохордного типа. Преобразователями механических перемещений являлись круговые и прямолинейные реохорды. Для преобразования линейной ско
рости линейки в электрические величины применялся тахогенераторТГ-1.
На рис. 6 в качестве примера приведены две осциллограммы, полученные для случая работы системы с коэффициентом В ~ = 20 см и параметрами Л, равными 700 (рис. 6, а) и 500 см,!сек? (рис. 6, б). Кривые 1 и 2 соответственно обозначают изменение
давления в поршневой и штоковой полостях цилиндра. Кривая 3 — скорость движения линейки, кривая 4 — рассогласование. Кривые 5 и б — перемещения цилиндра управления и линейки. Кривая 7 дает представление об изменении давления жидкости в напорной магистрали. Отметка времени дана через каждые 0,1 сек.
Результаты обработки осциллограммы по рис. 6, а, приведенные в таблице, свидетельствуют о хорошем совпадении данных электронного и физического моделирования и, следовательно, о приближении математического описания процессов в быстродей
Вид эксперимента
д £ *
£ “ £
° 5= 5 X R « U и
д J
m £ а
6
К ж
h
О *
Электронная модель Физическая модель . .
40
38
0,15
0,18
4,2
5,0
2,1
3,1
60
51,5
ствующем следящем приводе.
51
5)
Рис. 6. Осциллограммы, полученные при работе системы с коэффициентом В = 20 см'.
а — параметр А = 700; 6 — параметр А = 500
В качестве дополнительной проверки предложенной методики проведены исследования работы системы при В < 20 [ел/].
На рис. 7, а, б и в приведены три осциллограммы, записанные при 1КЛ — 0,08 (В ^ 4 см\ Осциллограмма на рис. 7, а соответствует работе привода в зоне малых проходных сечений. Осциллограммы на рис. 7, б и в показывают режим работы системы с потерей устойчивости. Частота колебаний поршня уменьшается, а амплитуда увеличивается с ростом скорости движения.
Наряду с устойчивостью следящего привода безударная остановка быстродействующих тяжелых машин является одним из основных условий их нормальной работы.
Как видно из осциллограмм на рис. 7, а и в, при выбранных оптимальных параметрах следящего дроссельного гидропривода максимальные давления, возникающие в полостях цилиндра в период торможения, обычно незначительно превышают номинальные значения.
Ограничение динамических нагрузок вследствие гидравлического удара в системе, которые при плавной расходной характеристике дросселя могут наступить в период перекрытия щелей, можно осуществить установкой предохранительных устройств.
При работе следящей системы в позиционном режиме целесообразно осуществлять торможение поршня с постоянным тормозным усилием Рг, которое при перемещении влево или вправо можно представить в виде
Ртл = Р(Рша — PnY,(11)
Рщп = F(Pn — РиА-(12)
Зависимость между давлениями поршневой рп, штоковой рш полостей цилиндра и давлением жидкости в напорной магистрали может быть найдена почленным делением соответственно правых и левых частей уравнений (2) и (3) на (5) и (6). При этом первые производные давлений рп и рш и утечки Qgm принимаем равными нулю.
При симметричном распределителе (Gn = Ош) имеем рн — Рш
—= рп — при торможении поршня, движущегося влево, и
и рн — рш = рп а2 — при торможении поршня, движущегося вправо.
Поскольку при торможении поршня давления в полостях цилиндра с увеличивающимся объемом не должны падать ниже атмосферного, максимальные давления, возникающие в полостях цилиндра, не должны превышать: при движении влево рш < рни2 Рн
и рп С при движении вправо.
С учетом прочностных возможностей системы (имеется в виду, что последняя рассчитывается по давлению pHY целесообразно
53
Рис. 7. Осциллограммы, записанные при 1КД = 0,08 (3 #4 cjn):
а — работа в зоне малых проходных сечений; бив — работас потерей устойчивости
осуществить такой режим торможения поршня при движении его в обе стороны, при котором давления торможения не будут превышать рн. Для этого необходимо, чтобы между проводимостями поршневой и штоковой магистралей существовала зависимость
Сш Gn а.
При известных геометрических размерах цилиндра и заданной максимальной скорости движения поршня постоянное тормозное усилие при движении влево, например, может быть определено из системы уравнений:
^тл ^ ^Р upРпк Рн Pia Рп^ > ^тл2/2 ^пр*
Зависимость площади проходного сечения распределителя от пути х имеет вид
°ш max (А “ *)
G‘ =й’
где 0шт2Х— максимальная проводимость штоковой магистрали; к — путь торможения.
Точность отработки заданного перемещения при испытании системы с 1КЛ = 0,034 соответствовала ±1,5 мм.
Таким образом, результаты экспериментального исследования модели показали, что следящее дроссельное управление быстродействующими механизмами позволяет осуществлять перемещения поршня с высокими скоростями слежения, обеспечивая при этом безударное торможение ведомого звена и его остановку с требуемой точностью.
Инж. Б. И. Дьячков
РАБОТЫ, ПРОВОДИМЫЕ ВО ВНИИГИДРОПРИВОДЕПО СОЗДАНИЮ ГИДРООБЪЕМНЫХ ПЕРЕДАЧ
К ТРАНСПОРТНЫМ МАШИНАМ
В настоящее время все большее внимание уделяется применению гидрообъемных передач в транспортных и самоходных машинах.
Интерес к гидрообъемным передачам не случаен: в сравнении с другими видами передач они способствуют значительному повышению производительности и экономичности машины.
Некоторые зарубежные фирмы уже имеют промышленные образцы тракторов с гидрообъемной передачей. В журнале «The Engineer» 5628, 1963 сообщается, что в Англии фирма «Roadless Traction Ltd» изготовляет промышленные образцы трактора типа «Roadless Ploughmaster 6/4» с гидрообъемной передачей «Lucas 100».
Мощность трактора 90 л. с.
Гидропередача этого трактора представляет собой автономную конструкцию с замкнутой циркуляцией масла без внешних трубопроводов и состоит из регулируемых аксиально-плунжерных насоса и мотора, размещенных в одном корпусе.
Сложность создания гидрообъемных передач вызвана большими требованиями, предъявляемыми к ним. Например, гидропередача должна быть компактна, иметь малый удельный вес на единицу передаваемой мощности, а также достаточно большой диапазон изменения скоростей при сохранении номинальной мощности двигателя внутреннего сгорания, и большое число рабочих позиций; насос и гидродвигатель должны обладать обратимостью и др.
Институтом ВНИИГИДРОПРИВОД спроектирована гидро- объемная передача для колесного трактора-тягача Т-125, выпускаемого Харьковским тракторным заводом.
Для трактора К-700 разработан эскизный проект гидрообъемной передачи, которая удовлетворяет всем требованиям, предъявляемым к данному трактору. Например, решены вопросы блокировки колес, дистанционного управления трактором, что в значительной мере облегчает труд водителя, синхронной и независимой 56
работы вала отбора мощности, сохранения номинальной мощности
д. в. с. при движении назад, имеющее существенное значение при челночной работе трактора; получены 24 рабочие позиции трактора.
В процессе проведения этих работ в институте определялись некоторые направления по выбору гидравлических схем, давлений рабочей жидкости, величины диапазона изменения скоростей при сохранении номинальной мощности, выбора типа распределения,
конструктивных схем гидроузлов, входящих в гидропередачу, ит. д. Одним из основных требований, предъявляемых ко всем без
Рис. 1. График p-Q = const: 1—точка соответствует наибольшему расчетному давлению; 2— точка соответствует наибольшей расчетной производительностиРис. 1. График p-Q = const: 1—точка соответствует наибольшему расчетному давлению; 2— точка соответствует наибольшей расчетной производительностиисключения машинам и механизмам, является снижение их веса, который в известной мере определяет стоимость изготовления машины.
Рис. 1. График p-Q = const: 1—точка соответствует наибольшему расчетному давлению; 2— точка соответствует наибольшей расчетной производительности
Рис. 1. График p-Q = const: 1—точка соответствует наибольшему расчетному давлению; 2— точка соответствует наибольшей расчетной производительности
Целесообразность применения гидро- объемных приводов зависит от возможности уменьшения веса заменяемой передачи.
По данным проф. Т. М. Башта наименьшую металлоемкость имеют гидроузлы, работающие на давлениях 250 — — 350 ат, что в основном и определяет выбор давления.
Кроме того, основным преимуществом гидробъемной передачи является
то, что она может передавать постоянную мощность при изменении нагрузки на конечном звене, т. е. осуществлять закон
p-Q = const.
Чем больше будет диапазон изменения скорости при сохранении номинальной мощности, тем экономичнее машина, тем больше ее производительность. Однако увеличение этого диапазона приводит к увеличению веса гидрообъемной передачи.
На графике (рис. 1) этот диапазон ограничивается двумя крайними точками / и 2. Точка 1 соответствует максимальному рабочему давлению, а точка 2— максимальной производительности. Следовательно, все гидроузлы должны рассчитываться на максимальные параметры по давлению и производительности, что обусловливает их вес. Но при работе машины гидрообъемной передачей передается номинальная мощность д. в. с., которая в i раз меньше расчетной, где i — передаточное отношение при сохранении номинальной мощности, равное
Ушах Ртах
QminPmln
Это обстоятельство также говорит о целесообразности применения в гидрообъемных передачах высоких давлений.
В свою очередь, высокое рабочее давление определяет тип распределения насосов и гидродвигателей. Из существующих типов распределения наиболее надежным при работе на высоких давлениях является клапанное распределение. Однако клапанное распределение не удовлетворяет требованиям обратимости, поэтому его применение в насосах и гидродвигателях для гидрообъемных передач невозможно.
Осевое (цапфовое) распределение удовлетворяет требованиям обратимости, но при высоких давлениях оно имеет очень низкий объемный к. п. д., в силу чего также не может быть рекомендовано для гидрообъемных передач.
Наиболее широкое применение в гидрообъемных передачах нашли насосы и гидродвигатели с торцовым (плоским) распределением. Этот вид распределения в какой-то мере удовлетворяет требованиям гидропередач, но он также имеет существенный недостаток, который заключается в том, что при работе на высоких давлениях торцовое распределение недостаточно надежно и очень быстро реагирует на загрязнение масла, что приводит к нарушению нормальной работы насоса.
Значительный интерес представляет золотниковое распределение, которое позволяет работать на высоких давлениях (фирма «Excentra» изготовляет насосы с этим видом распределения на давление более 300 атл/), дает обратимость машины и слабо реагирует на загрязнение масла, что очень важно для гидрообъемных передач транспортных машин.
Это обстоятельство позволяет сделать вывод о перспективности золотникового распределения в насосах и гидродвигателях для гидрообъемных передач к транспортным машинам.
Тип распределения определяет конструктивную схему насосов.
При золотниковом распределении наименее металлоемкой является конструкция насоса с аксиальным двухсторонним расположением плунжеров, размещенных в неподвижном блоке и с наклонными шайбами, установленными на вращающемся приводном валу. При этом распределительные золотники, из условия технологичности, должны располагаться радиально и каждый из них должен управлять работой двух соосно расположенных плунжеров.
Однако насосы с неподвижным блоком и вращающейся на приводном валу наклонной шайбой имеют малый диапазон изменения угла наклона шайбы. Так как насос при заводке двигателя внут,- реннего сгорания буксированием машины должен работать в режиме гидродвигателя, то угол наклона шайбы должен быть достаточно большим. Кроме того, насос должен быть реверсивным, причем производительность насоса при обратном ходе должна равняться производительности при прямом ходе, что очень существенно для сохранения режима постоянной мощности при заднем ходе во время челночной работы трактора. Таким образом, общий диапазон изменения угла наклона шайбы должен быть не менее 24°. 58
стержня в радиальное перемещениестержня в радиальное перемещениеРис. 2. Клиновой механизм регулирования:Рис. 2. Клиновой механизм регулирования:/ — приводной вал; 2 — стержень с косыми пазами; 3 — толкатели", 4 — наклонная шайба/ — приводной вал; 2 — стержень с косыми пазами; 3 — толкатели", 4 — наклонная шайба
стержня в радиальное перемещение
стержня в радиальное перемещение
Рис. 2. Клиновой механизм регулирования:
Рис. 2. Клиновой механизм регулирования:
/ — приводной вал; 2 — стержень с косыми пазами; 3 — толкатели", 4 — наклонная шайба
/ — приводной вал; 2 — стержень с косыми пазами; 3 — толкатели", 4 — наклонная шайба
Это легко достигается в насосах с торцовым распределением, где наклонная шайба неподвижна, а цилиндровый блок вращается.
Создать насос с неподвижным цилиндровым блоком и вращающейся наклонной шайбой, имеющей большой диапазон изменения угла наклона, — задача довольно сложная. Известные конструкции механизмов регулирования не в состоянии обеспечить требуемый диапазон изменения угла наклона шайбы. Клиновой механизм регулирования (рис. 2) построен по принципу преобра
зования осевого перемещения толкателей при помощи косых пазов.
В осевой расточке приводного вала 1 находится стержень 2 с косыми пазами, на которые опираются толкатели 3, размещенные в радиальных отверстиях приводного вала. Толкатели имеют сферические опорные поверхности, взаимодействующие с цилиндрической опорной поверхностью наклонной шайбы 4. Сферические и цилиндрические опорные поверхности имеют равные радиусы. Центр сферической поверхности толкателей (точка С) совпадает с осью Ху—Ху ци-
линдрической поверхности шайбы 4. Точки контакта К опорных поверхностей лежат по линии Ут—Ух, проходящей через центр сферической поверхности (точка С). Угол наклона шайбы а равен углу, образованному осями X—X и Ху—Ху или углу между осями У—У и Уу—Уу.
Нетрудно убедиться, что этот угол ограничен крайними расположениями точек контакта К на сферической поверхности толка
телей, а следовательно, и весь диапазон изменения угла наклона шайбы ограничен диаметром толкателя.
Конструктивно не представляется возможным сделать диаметр толкателя достаточно большим, обеспечивающим реверсивный поток при больших углах наклона шайбы в ее крайних положениях. При удалении точки контакта К от оси У—У увеличивается составляющая Т гидравлической силы N, действующей на толкатели со стороны наклона шайбы. Эта составляющая изгибает толкатель, нарушая нормальную работу меха
низма.
Кроме того, недостатком клинового механизма является нагру- женность стержня 2 с косыми пазами знакопеременной осевой
силой, являющейся результатом действия на него радиальных сил со стороны толкателей 3.
Абсолютную величину этой силы можно уменьшить путем уменьшения угла наклона опорных поверхностей косых пазов;
Рис. 3. Регулируемый насос фирмы «Pleiger»:Рис. 3. Регулируемый насос фирмы «Pleiger»:/ — картер насоса; 2 — всасывающий клапан; 3 — нагнетающий клапан; 4 — маховичок управления; 5 — наклонная шайба/ — картер насоса; 2 — всасывающий клапан; 3 — нагнетающий клапан; 4 — маховичок управления; 5 — наклонная шайба
Рис. 3. Регулируемый насос фирмы «Pleiger»:
Рис. 3. Регулируемый насос фирмы «Pleiger»:
/ — картер насоса; 2 — всасывающий клапан; 3 — нагнетающий клапан; 4 — маховичок управления; 5 — наклонная шайба
/ — картер насоса; 2 — всасывающий клапан; 3 — нагнетающий клапан; 4 — маховичок управления; 5 — наклонная шайба
Рис. 4. Механизм регулирования, выполненный по типу механизма, применяемого фирмой « Urach Pum- penfabrik».1 — люлька; 2 — наклонная шайба;3 — приводной вал; 4 — стержень;5 — цапфа; 6 — палецРис. 4. Механизм регулирования, выполненный по типу механизма, применяемого фирмой « Urach Pum- penfabrik».1 — люлька; 2 — наклонная шайба;3 — приводной вал; 4 — стержень;5 — цапфа; 6 — палецстержень 4 с радиальными с косыми пазами люльки.стержень 4 с радиальными с косыми пазами люльки.
Рис. 4. Механизм регулирования, выполненный по типу механизма, применяемого фирмой « Urach Pum- penfabrik».
1 — люлька; 2 — наклонная шайба;
3 — приводной вал; 4 — стержень;
5 — цапфа; 6 — палец
Рис. 4. Механизм регулирования, выполненный по типу механизма, применяемого фирмой « Urach Pum- penfabrik».
1 — люлька; 2 — наклонная шайба;
3 — приводной вал; 4 — стержень;
5 — цапфа; 6 — палец
стержень 4 с радиальными с косыми пазами люльки.
стержень 4 с радиальными с косыми пазами люльки.
однако это приводит к увеличению хода стержня, отрицательно сказывающемуся на размерах сервопривода и насоса в целом.
В системе регулирования, применяемой фирмой «Pleiger»
(рис. 3), помимо перечисленных выше недостатков имеются следующие: во-первых, нет возможности компенсировать утечки в гидравлической подушке во время работы насоса; во-вторых, смещенная ось поворота наклонной шайбы вдвое увеличивает силы, действующие на толкатель со стороны наклонной шайбы.
Механизм регулирования, применяемый фирмой «Urach Pumpen- fabrik» (рис. 4), состоит из качающейся люльки 1 с закрепленной на ней шайбой 2. Люлька имеет охватывающую приводной вал 3 вилку с косыми пазами. В центральной расточке вала находится пальцами 6, взаимодействующими При осевом перемещении стержня
люлька поворачивается вокруг оси цапф 5, на которых она закреплена.
Стержень 4, как и в клиновом механизме, нагружен знакопеременной осевой силой. Уменьшение этой силы достигается за счет уменьшения угла наклона косых пазов, что приводит к увеличению длины хода стержня и к увеличению общей длины насоса.
Этот механизм имеет преимущество, заключающееся в том, что косые пазы можно выполнить профилированными, обеспечивающими закон постоянной мощности, что имеет существенное значение для насосов, применяемых в гидрообъемных передачах транспортных машин.
При этом типе регулирования конструктивно очень сложно получить реверсивный насос с углом наклона, обеспечивающим работу насоса в режиме гидродвигателя.
Следующим недостатком насосов с неподвижным цилиндровым блоком и вращающейся наклонной шайбой является то, что на плунжеры действуют изгибающие силы, которые уравновешивают подводимый крутящий момент и являются составляющими гидравлической силы, развиваемой плунжерами в результате опоры последних на наклонную поверхность шайбы. Увеличение угла наклона шайбы до величины, необходимой для нормальной работы насоса в режиме гидродвигателя, приводит к увеличению этой составляющей; вместе с тем увеличивается вылет плунжера, уменьшается длина его заделки и увеличивается изгибающий момент, что может привести к заклиниванию плунжера в цилиндре, его поломке, а также к большому износу трущихся поверхностей плунжерной пары.
В настоящее время найдены конструктивные решения, позволяющие:
получить большой диапазон изменения угла наклона шайбы (20^24);
разгрузить плунжеры от изгибающих сил, что дает возможность уменьшить износ плунжерной пары и получить больший угол наклона шайбы, необходимый для работы насоса в режиме гидродвигателя;
разгрузить стержень механизма регулирования от действия знакопеременной осевой силы и увеличить чувствительность механизма регулирования.
На опытном образце насоса испытываются все эти усовершенствования. Решение этих вопросов в сочетании с золотниковым распределением позволит создать насос, удовлетворяющий требованиям гидрообъемных передач для транспортных машин.
На изготовленных машинах с гидрообъемными передачами в большинстве случаев применяются радиально-поршневые гидродвигатели с кривошипно-шатунным (эксцентриковым) механизмом. Эти гидродвигатели являются наиболее простыми в конструктивном и технологическом отношениях, что, очевидно, послужило одним из основных критериев для ряда иностранных фирм, выпускающих промышленные образцы гидродвигателей данного типа.
Создан ряд конструкций гидродвигателей с опорой плунжеров на периферийную профильную поверхность специального кулачка. Меньшее применение находят гидродвигатели с аксиальным расположением поршней. Это, вероятно, объясняется их большими габаритными размерами по длине.
Для того чтобы сделать вывод о целесообразности применения того или другого типа, необходимо рассмотреть их силовые схемы.
В тихоходных транспортных машинах гидродвигатели должны развивать большой крутящий момент.
о)5)б!
Рис. 5. Силовые схемы гидродвигателей:
а — схема радиально-поршневого гидродвигателя с кривошипно-шатунным (эксцентриковым) механизмом; б — схема радиально-поршневого гндродвнгателя с опорой плунжеров на периферийную профильную поверхность кулачка; в — схема аксиально-плунжерного гидродвигателя; г — схема гндродвнгателя лопастного типа
В общем случае крутящий момент
Мкр = Р-г,
где Р — сила, действующая на кривошип;
г — величина плеча, на котором приложена сила Р.
В радиально-поршневых гидродвигателях с кривошипно-шатунным (эксцентриковым) механизмом (рис. 5, а), как правило, величина эксцентрицитета невелика; поэтому для получения большого значения момента необходимо иметь большие значения силы Р, которая является всего лишь составляющей гидравлической силы N, действующей вдоль шатуна и зависящей от положения оси кривошипа.
Силы, развиваемые поршнями, имеют значительные величины, сильно нагружают вал кривошипа и требуют применения радиальных подшипников большой грузоподъемности. Уменьшение силы Р, а следовательно, и силы N за счет увеличения плеча кривошипа (эксцентрицитета) приводит к увеличению габаритных размеров гидродвигателей, что не всегда приемлемо.
В радиально-поршневых гидродвигателях с опорой плунжеров на периферийную профильную поверхность кулачка 62
(рис. 5, б), равно как и в аксиально-плунжерных гидродвигателях с наклонной шайбой (рис. 5, в), для создания крутящего момента используется сила Р, которая, как правило, в результате малого угла наклона опорных поверхностей намного меньше гидравлической силы N, развиваемой плунжером.
Таким образом, все поршневые гидродвигатели рассчитываются на силы, значительно превосходящие силы, создающие крутящий момент. Это определяет удельный вес гидродвигателя на единицу мощности. В идеальном случае, т. е. когда вся развиваемая поршнем сила используется для создания крутящего момента, отношение должно равняться
Такое положение имеет место в лопастных гидродвигателях, где гидравлическая сила, развиваемая лопаткой (рис. 5, а), имеет тангенциальное направление по отношению к оси вращения вала и полностью идет на создание крутящего момента, вследствие чего лопастные гидродвигатели имеют наименьшую металлоемкость.
Исходя из указанного выше, для гидрообъемных передач к транспортным машинам, где вес имеет существенное значение, лопастные гидродвигатели оказались бы наиболее эффективными, но в настоящее время их применение является нереальным, так как еще нет лопастных машин, работающих на давлениях порядка 200—300 ат.
Основная трудность при создании лопастных гидроагрегатов на высокие давления заключается в уплотнении вращающегося ротора по торцам. Это уплотнение осуществляется за счет малого гарантированного зазора между ротором и торцовыми дисками. При повышении давления диски деформируются в сторону увеличения зазора, что приводит к падению объемного к. п. д.
Применение самоустанавливающихся разгруженных дисков в случае нарушения равновесия приводит к затиранию и заклиниванию ротора по его торцам.
Заклинивание ротора имеет место и при его перекосах, которые нарушают осевое равновесие ротора вследствие разной величины зазора. В настоящее время в институте изготовлен макет, на котором испытывается новый метод уплотнения вращающихся торцовых поверхностей, исключающий их заклинивание.
Надо полагать, что решение перечисленных выше вопросов позволит создать гидрообъемную передачу, удовлетворяющую всем предъявленным к ней требованиям, и ускорить выпуск промышленных образцов транспортных машин с гидрообъемными передачами.
Инж. Б. Т. Ситников
ИССЛЕДОВАНИЕ И ВЫБОР РАЦИОНАЛЬНОЙ СХЕМЫПРЕДОХРАНИТЕЛЬНОГО КЛАПАНА В ГИДРОПРИВОДЕ
СТАНКОВ
Общие замечания по выбору схемы клапана
Основными показателями работоспособности предохранительных клапанов являются: чувствительность (минимальное превышение давления в момент срабатывания над давлением постоянного расхода через клапан), стабильность (постоянство регулируемого давления в системе по времени и при изменении расхода в заданном диапазоне), герметичность, технологичность конструкции и компактность, долговечность.
В настоящее время трудно привести общепризнанные величины, характеризующие эти показатели. Однако они могут быть использованы для сравнительной оценки клапанов различной конструкции при экспериментах.
Работу клапана при его срабатывании можно условно представить по элементам: подъем основного клапана при открытом регуляторе давления (вспомогательном клапане); торможение в конце хода вверх (после закрытия вспомогательного клапана); опускание основного клапана (регулятор давления закрыт); торможение в конце хода вниз (регулятор давления открыт).
При замедленном подъеме клапана с седла, когда подача жидкости опережает расход через клапан, т. е. в случае его недостаточной чувствительности, имеет место повышение давления в системе, достигающее 300% от рабочего.
Большое повышение давления в момент срабатывания клапана может даже превысить упругое сопротивление системы и привести к разрыву трубопровода, поломке насоса и т. д. При недостаточно энергичном торможении клапана вследствие его резкого поднятия за повышением давления в системе следует падение давления в напорной полости. Посадка клапана вниз при этом сопровождается ударами и вибрациями в гидросистеме.
из надклапанной полости в сливную.из надклапанной полости в сливную.Рис. 1. Схемы клапанов:Рис. 1. Схемы клапанов:а — Г52-1; б — КР-1; /—золотник; 2 — шариковый клапан; 3 — дроссельа — Г52-1; б — КР-1; /—золотник; 2 — шариковый клапан; 3 — дроссель
из надклапанной полости в сливную.
из надклапанной полости в сливную.
Рис. 1. Схемы клапанов:
Рис. 1. Схемы клапанов:
а — Г52-1; б — КР-1; /—золотник; 2 — шариковый клапан; 3 — дроссель
а — Г52-1; б — КР-1; /—золотник; 2 — шариковый клапан; 3 — дроссель
Рациональная Схема Клапана должна обеспечить нужные условия каждого элемента срабатывания клапана. Очевидно, что клапан должен быстро подниматься, быстро тормозиться, быстро, опускаться, и. тормозиться в нужном положении.
Аналид схемы клапанов типа Г52-1 и KP-t
Схема клапана Г52-1 [1] приведена на рис. I, а. В начальный момент, когда давление настройки выше давления в системе, золотник / разобщает напорную и сливную полости, а шарик перекрывает доступ масла Давление в надклапанной полости равно давлению в напорной полости клапана. При превышении давления настройки шарикового клапана 2, после его открытия, на него действует давление масла надклапанной полости; происходит слив масла в бак из надклапанной полости. При перетекании масла через дроссель в нем образуется постоянный перепад давления, в результате чего поднимается золотник, открывая основное отверстие для слива масла в бак. После падения давления в напорной магистрали
до заданного сначала шариковый клапан, а затем и переливной золотник занимают исходное положение, и напорная полость разобщается со сливной. В клапане, построенном по данной схеме, проходное сечение дросселя должно быть максимальным (при закрытом регуляторе давления) в момент закрытия запирающего элемента (при движении золотника вниз) и минимальным в момент открытия (при открытом регуляторе давления и движении золотника вверх). Кроме дросселя, на скорость подъема клапана, а следовательно, и на его чувствительность влияет живое сечение сливного (вспомогательного) клапана регулятора давления.
Ввиду большой величины мгновенного расхода сечение может быть недостаточным, и это вызовет замедление скорости подъема клапана из-за дополнительного сопротивления потока, выходящего из надклапанной полости. В данной схеме приемлемо увеличение размеров этого живого сечения только до определенной величины; при дальнейшем увеличении сечения конструкция может
5 ВНИИГндропривод 83365
стать нерациональной из-за больших размеров регулятора давления, когда дифференциальный клапан фактически превращается в клапан простого действия.
Следует отметить, что некоторое увеличение живого сечения, кроме ускорения открытия, позволяет ускорить и закрытие, так как надклапанная полость может быстрее заполняться при закрытом регуляторе давления в период опускания золотника. Для процессов торможения дроссель должен быть минимальным и при закрытом регуляторе давления (торможение при ходе вверх), чтобы обеспечить быструю остановку клапана, и при открытом регуляторе давления, чтобы большой перепад давления не давал клапану продолжать по инерции приближаться к седлу. Соотношения открытий и закрытий в клапане приведены в табл. 1.
Задачу по устранению первого недостатка дроссельной схемы можно сформулировать как осуществление жесткой связи между регулятором давления и дросселем. Регулятор открыт — дроссель закрыт, регулятор закрыт — дроссель открыт. Что касается тор-
Таблица 1
Тип клапана
Элементы клапана
Элементы срабатывания
Открытие основного клапана
Торможение вверх
Закрытие основного клапана
Торможение вниз
С постоянным сечением дросселя (типа Г52—10, 1КР)
Дроссель
Открыт на постоянную величину
Шариковый клапан регулятора давления
Открыт
Уменьшенная площадь открытия
Максимально уменьшенная площадь открытия
Увеличивается площадь открытия
Требуемое положение дросселя для оптимальных условий срабатывания
Сечение минимальное
Сечение минимальное увеличивается
Сечение максимальное
Сечение максимальное уменьшается
С автоматическим дросселем (без- дроссельные)
Проход в надклапанную полость (автоматический дроссель)
Проход минимальный
Проход увеличивается
Проход максимальный
Проход уменьшается
Шариковый клапан регулятора давления
Открыт
Уменьшается площадь открытия
Максимально уменьшенная площадь открытия
Увеличивается площадь открытия
можения при ходе вверх (регулятор закрыт — дроссель Открыт), то нужно либо осуществлять несовместимое (закрыт дроссель), либо устранить влияние дросселя, что затруднительно для данной схемы клапана.
Все это нельзя осуществить при дросселе постоянного сечения, т. е. нельзя получить одновременно оптимальную величину времени открытия и опускания клапана при одновременно оптимальных условиях торможения. Из-за этого клапаны, построенные по такой схеме, либо перегружаются, либо допускают понижение давления ниже давления настройки в момент закрытия. У клапанов по рис. 1 на регулятор давления действует пониженное давление на величину перепада в дросселе; уменьшить перепад нельзя, так как уменьшается чувствительность. Даже чтобы достичь той чувствительности, которую имеют существующие клапаны, необходимо применять грибок, усложняющий их конструкцию. Клапаны по схеме рис. 1, а недостаточно герметичны, так как запирающим элементом в них является золотник, который в процессе работы изнашивается, а вначале требует тщательной отделки поверхности и высокой точности. Переливной золотник мало технологичен, так как наличие грибка, необходимого для большей величины подъемной силы при малом допустимом перепаде, заставляет производить его посадку в корпус по двум точно выполненным поверхностям разного диаметра, что при массовом выпуске аппаратуры представляет определенные трудности, а в процессе работы создает возможность заедания и перекосов.
Клапаны с золотниковым запирающим элементом чувствительны к загрязнению масла и его температуре.
На рис. 1, б [2] показана схема клапана, отличающегося от описанного тем, что запирающий элемент выполнен с конической частью, несколько улучшающей герметичность клапана. С коническим седлом необходимо применять верхний хвостовик для снижения силы давления жидкости на клапан со стороны надклапанной полости; в противном случае необходим недопустимо большой перепад давления на дросселе из-за разности площадей клапана.
Недостатки, обусловленные наличием дросселя, присущи и данной схеме.
Однако клапан по рис. 1, б имеет преимущество по сравнению с клапаном по рис. 1, а, так как объем жидкости, вытесняемый из надклапанной полости, меньше за счет меньшего пути (нет золотникового перекрытия при запирающей щели в виде конической фаски) и наличия хвостовика.
Это преимущество может существенно сказываться на конструкции.клапана. В соответствии с экспериментальными данными необходимое время срабатывания клапана при быстром росте давления может иметь величину порядка 0,01 сек. Если взять диаметр грибка 35 мм, открытие клапана 0,5 мм, а перекрытие золотника 2,5 мм, то объем, который должен вытесняться из 5*67
надклапанной полости, уменьшается с 2,4 слг* для клапана по рис. 1, а до 0,38 см? для клапана по рис. 1, б.
В первом случае условный мгновенный расход через регулятор давления 25 л!мин, а во втором — 3,6 л!мин. Если учесть, что клапан рассчитан на 35 л!мин, то в первом случае требование высокой чувствительности приводит к завышенным размерам регулятора давления. В какой-то мере это имеет место у клапана Г52-13 модернизированного, где регулятор давления может работать как клапан прямого действия на данный расход. Следует отметить, что фирма «Viccers», выпускает только клапаны по рис. 1, б.
Анализ схемы клапана с индикаторным стержнеми клапана фирмы «Tawler »
Отличающей особенностью схемы клапана с индикаторным стержнем конструкции ЭНИКМАШа [3] и фирмы «Tawler» является то, что при превышении давления настройки пружины кла-
Рис. 2. Схема клапана с индикаторным стержнем:Рис. 2. Схема клапана с индикаторным стержнем:/—золотник; 2—шариковый клапан; 3—дроссель; 4 — индикаторный стержень/—золотник; 2—шариковый клапан; 3—дроссель; 4 — индикаторный стерженьпана 2 на него воздействует не пониженное давление надклапанной полости, а непосредственно давление напорной магистрали через индикаторный стержень. В результате открытие шарикового клапана не зависит от перепада давления на дросселе. Возможность повышения перепада, в свою очередь, избавляет от грибка и верхнего отростка (рис. 1, а и б). Под действием сначала давления, а затем индикаторного стержня шариковый клапан 2 поднимается и открывает доступ масла из надклапанной полости в бак. Через дроссель 3 устанавливается необходимый перепад, что заставляет клапан 1 подняться, открывая основной слив масла в бак. При понижении давления в системе до настроечного оба клапана —основной 1 и вспомогательный 2—занимают нижнее
Рис. 2. Схема клапана с индикаторным стержнем:
Рис. 2. Схема клапана с индикаторным стержнем:
/—золотник; 2—шариковый клапан; 3—дроссель; 4 — индикаторный стержень
/—золотник; 2—шариковый клапан; 3—дроссель; 4 — индикаторный стержень
исходное положение.
Элементом новизны схемы на рис. 2 по сравнению с рассмотренной на рис. 1, а и б является ввод индикаторного стержня 4,
позволяющего значительно увеличить перепад на дросселе, а это ускоряет открытие клапана, повышает чувствительность и стабильность работы за счет лучших условий торможения клапана (остальные позиции те же, что и на рис. 1). Клапаны, построенные по такой схеме, технологичнее по конструкции, компактнее по габаритам и могут обладать достаточной герметичностью за счет
применения основного клапана с конической притертой фаской. Следует отметить, что если при открытии дроссель за счет индикаторного стержня может быть очень малым, то для обеспечения нужной скорости закрытия клапана по данной схеме требуется дроссель большого сечения; отсюда вытекает недостаток, присущий дроссельным схемам, — несовместимость требований к дросселю при открытии и закрытии.
Клапан, выполненный по данной схеме, как показало исследование, может допускать уменьшение давления ниже давления настройки, кроме того, применение другой жидкости влияет на его работу. Более рациональной представляется схема бездрос- сельных клапанов. Под бездроссельной понимается схема, в которой дроссель как постоянное местное сопротивление отсутствует, а его функции выполняет автоматически переключающееся устройство.
Анализ схемы бездроссельных клапанов
На рис. 3, а и б показаны схемы бездроссельных клапанов [4],
выполненных в двух вариантах, которые являются логическим раз
витием принципиальной рис. 2, исходя из требований, сформулированных выше. Дроссель постоянного сечения, лимитирующий получение одновременно оптимальных значений времени подъема и опускания в схемах на рис. 1,аиб, в данной схеме отсутствует (см. также табл. 1). В момент, когда давление в системе не превышает давления настройки пружины клапана 2, основной золотник / на-
схемы предохранительного клапана посхемы предохранительного клапана поРис. 3. Схемы бездроссельных клапанов:Рис. 3. Схемы бездроссельных клапанов:а — вариант I; б—вариант II; / —основной золотник; 2 — шариковый клапан; 3 — дополнительный золотник и шарик; 4 — проставкаа — вариант I; б—вариант II; / —основной золотник; 2 — шариковый клапан; 3 — дополнительный золотник и шарик; 4 — проставкаходится в крайнем ниж-
схемы предохранительного клапана по
схемы предохранительного клапана по
Рис. 3. Схемы бездроссельных клапанов:
Рис. 3. Схемы бездроссельных клапанов:
а — вариант I; б—вариант II; / —основной золотник; 2 — шариковый клапан; 3 — дополнительный золотник и шарик; 4 — проставка
а — вариант I; б—вариант II; / —основной золотник; 2 — шариковый клапан; 3 — дополнительный золотник и шарик; 4 — проставка
нем положении, полости слива и напорная магистраль разобщены.
Масло одновременно поступает через щель шириной /, образуемую золотником 3 (соизмеримую с площадью проходного сечения в седле клапана 2) и под клапан 2, который за-
крыт. При превышении давления в системе настройки пружины открывается шарик 2, золотник 3 перемещается вправо на величину /. При этом он своей кромкой перекрывает золотниковую щель и тем самым отсекает напорную магистраль от надклапанной полости; одновременно золотник 3 воздействует на шариковый клапан 2 (регулятор давления), открывая слив масла на бак из надклапанной полости.
После падения давления в надклапанной полости клапан 1 начнет подниматься, вытесняя объем только из полости, отсеченной золотником 3, в результате чего открывается достаточно быстро. После понижения давления в системе до величины давления настройки шариковый клапан 2 закрывает проход масла в бак из надклапанной полости; золотник 3 перемещается влево на величину /, открывая свободный проход масла из напорной полости в надклапанную полость, и поступающий поток масла ускоряет закрытие клапана /.
На рис. 3, б показан второй вариант бездроссельного клапана. Роль золотника 3 (рис. 3, а) выполняет второй шарик 3 (рис. 3, б), поджимаемый слабой пружиной, шарик 3 при превышении давления в системе воздействует на шариковый клапан 2 через проставку 4. Данная конструкция более предпочтительна для высоких давлений и для жидкостей типа воды и эмульсий, так как отсутствует опасность заедания.
По схеме на рис. 3, а, как показали опыт эксплуатации и стендовые испытания, не требуется точного изготовления поверхности запирающего элемента 1 и золотника 3. Они могут д
быть изготовлены по посадке . Запирающая часть основного клапана 1 технологически может быть получена путем обжатия острой кромки седла, в результате чего получается запирающая фаска шириной 1 —1,5 мм. Все это делает клапан технологичнее по сравнению со схемами клапанов по рис. 1.
Клапан, выполненный по схеме рис. 3, а и б, как показали исследования, обладает более высокой чувствительностью и стабильностью работы.
Бездроссельные клапаны обоих вариантов менее чувствительны к загрязнению масла, к переходу на другую жидкость и к изменениям параметров системы.
Требования быстрого открытия и закрытия, определяющие изменение проходного сечения I, выполняются вполне надежно за счет жесткой связи элементов 2 и 3. Что касается торможения при подъеме вверх, то в этой схеме устраняется влияние дросселя, так как торможение происходит за счет большой разницы площадей сверху и подъемного пояска.
Как показали эксперименты, обеспечение условий торможения (устранение заброса клапана вверх и вниз) является решающим для обеспечения устойчивой работы клапана без вибрации. Тре-
бование лучших условий торможения при открытии клапана заставляет также предусмотреть опережение закрытия регулятора давления и открытия потока в надклапанную полость.
Конструктивно это осуществляется уменьшением рабочей площади элемента 3 по сравнению с элементом 2 и подбором ширины щели /.
Расчет режима срабатывания предохранительных клапанов
Анализ схем клапанов подтверждается аналитическим расчетом с получением количественных соотношений при срабатывании различных типов клапанов.
Аналитический метод расчета должен основываться на решении дифференциального уравнения процесса изменения площади открытия запирающей щели. Однако решение полного дифференциального уравнения с учетом всех физических и конструктивных параметров, влияющих на характер срабатывания клапана, не представляется возможным без применения вычислительных машин. Упрощение решения дифференциального уравнения также не даст результатов, пригодных для инженерной практики.
Получение количественных соотношений срабатывания для всех сравниваемых клапанов, в первом приближении с достаточной для инженерной практики точностью, удовлетворяется приближенным методом расчета на заданный режим.
Методика приближенного расчета предохранительных клапанов на заданный режим срабатывания с учетом упругости системы приводится ниже.
Исходными данными для расчета являются:
расход насоса QK;
предохраняемый объем W см3;
настроечное давление рн кПсм1;
. XРи ДЛ Л ,„
показатель чувствительности—- %, который как пре-
Рн
дельный может быть принят равным 120%;
показатель устойчивости и стабильности ^-^—- %, который как предельный может быть принят равным 95%.
Считаем, что клапан двигается равноускоренно без начальной скорости и регулятор давления начинает срабатывать при давлении 0,95р„.
Для того чтобы клапан уменьшал возможный скачок давления, возникающий в результате гидродинамического удара и волнового характера переходного процесса в системе после перекрытия потока, необходимо, чтобы время срабатывания клапана было меньше времени подъема давления насосом в пределах заданного показателя чувствительности с учетом поршневого эффекта. Это условие может быть выражено так:
Ц < С
Допускаемое время подъема давления насосом от Ф.Эбр^ До 1,2р„
_ Д^_ урдр^'Р-О,25рн
■ Qh-QkaQh-QkaQh-Qka '
где Qka — объем жидкости, расходуемой насосом на заполнение полости, освобождаемой поднимающимся вверх клапаном (поршневое действие клапана).
Время подъема клапана для слива в бак объема QH;
а) для бездроссельного и клапана с индикаторным стержнем и коническим запирающим элементом (регулятор давления открыт)
/ —2тклх
_ г PiSn —p^Sk.! —R'
где х = ^и мм — подъем клапана для слива объема QH\ ndcpk у ^р
R — суммарная сила сопротивления движению клапана;
для клапанов с дроссельной схемой типа Г52-13, 1КР-20 (рис. 1, а); запирающий элемент — золотник (регулятор давления открыт)
, _ 1 / 2ткдх
— г (щ — ps) Ska — R"
В последней формуле
X = Хх + Х2,где хх — перекрытие переливного золотника для герметичности;
ndcpk VАр
Дополнительной проверкой режима срабатывания клапана без резкого повышения давления в системе являются:
расчет проходных сечений слива в регуляторе давления и в корпусе, необходимых для пропуска расхода из надклапанной полости за счет перемещения клапана на величину х для бездроссельных клапанов и суммарного расхода из надклапанной полости и через дроссель для клапанов с дроссельной схемой;
расчет времени срабатывания и собственной частоты регу. лятора давления.
Расход, через регулятор давления:
для бездроссельных клапанов
Qka -сма!сек;
для клапанов с дроссельной схемой
Qk» = Q^ + Qap = ^ + й/ар / Д^,
' Проходное сечение сливного канала в регуляторе давления определится из выражения неразрывности потока:
Qka = Укл К^Ркл-
В этой формуле
^Ркл Ри Р О' tкл ^^клу, где р0 — давление в сливной магистрали;
у — открытие шарикового клапана регулятора давления.
При проектировочном расчете величиной йкл задаются из условия, чтобы сопротивление сливного канала в регуляторе давления и корпусе не превышало (2—2,5) кПсм2:
затем определяют максимальное открытие у. Пружина регулятора давления выбирается по нормам из условия
р„р = (1,5^-2)/7тах^^.
Время открытия регулятора на величину у;
Г
где ткл — масса шарика и Vg массы пружины.
Для работы клапана без пиков давления в системе необходимо, чтобы время срабатывания регулятора на открытие было меньше времени подъема давления при заданном показателе чувствительности:
/ / / / = АГ = ^Р-0.25ря
6Qu Qka Qu Qm
Собственная частота колебаний регулятора давления
мКЛ = -^- р/кол!сек,
где спр — жесткость пружины.
Эта частота колебаний должна отличаться от собственной частоты системы:
ш = ^ V Wn кол/сек-
Клапан будет срабатывать с заданными показателями устойчивости и стабильности, без «завалов» давления ниже настройки, если будут удовлетворяться условия
ti "V ^з "V t4 <^1' и /а <
где /2 — время опускания клапана вниз на седло, регулятор давления закрыт;
/4 — время торможения клапана при ходе вниз, регулятор давления открыт;
I' — допускаемое время падения давления от 1,2рн до 0,95рк в пределах заданного показателя устойчивости;
4 — время заполнения надклапанной полости.
Время опускания клапана:
для бездроссельных клапанов
, л Л 2mMx
3 V p^-Snl-R ’
для клапана с индикаторным стержнем
/2тклх_
V (Р1 ^др) $кл - PlSn - R *
где 8КЛ — площадь клапана со стороны надклапанной полости; 5кл^рар — поправка к балансу сил на образуемый перепад через дроссель за счет опускания клапана вниз при закрытом регуляторе; перепад kpap оказывает тормозящее действие опусканию клапана и может быть принят равным (0,5—1) кПсм1;
для клапанов типа Г52-13 и 1КР-20
. У2тклх
V PnP-^papsM-R ’
где
рпр — сила пружины возврата переливного золотника;
R = R — рПр (R — сила сопротивления, противодействующая опусканию клапана).
Время торможения клапана при ходе вверх (регулятор давления закрыт):
для бездроссельного клапана и клапана с индикаторным стержнем
/ — 1/ ^тклХ33 г Pi(SM-S„) + R ’
где х3 — тормозной путь клапана при ходе вверх;
74
для клапанов с дроссельной схемой типа Г52-13 и 1 КР-20
/ 1 Г ^^клХз
Время торможения при ходе клапана вниз, когда регулятор давления открыт:
для бездроссельных клапанов и клапана с индикаторным стержнем
у _ 1 / 2тклх44 V PiSn — Р15кл + R ’
где х3 — тормозной путь клапана при ходе вниз;
для клапанов с дроссельной схемой типа Г52-13 и 1 КР-20
/1/ 2тклх4
4 “ V (Р1 - р2) 5КЛ -I- R •
Время заполнения надклапанной полости при опускании клапана вниз (регулятор давления закрыт):
для бездроссельных клапанов
! ^кл 5клх
где Q3 = kndsiy kp3 — расход, поступающий в надклапанную полость через золотниковую щель шириной / (бездроссельный, I тип) или через зазор между седлом и вторым шариком (бездроссельный, II тип);
d3 — диаметр управляющего золотника (бездроссельный, I тип) или средний диаметр пояска в седле второго шарика (бездроссельный, II тип);
для клапанов с дроссельной схемой типа Г52-13, 1 КР-20 и клапана с индикаторным стержнем
у 8клх
Qdp ’
где
Qdp — HdpV^Pdp-
По данной методике произведен числовой расчет всех исследуемых клапанов. Исходные данные и результаты расчета приведены в табл. 2 и 3.
Произведенный расчет клапанов на заданный режим срабатывания подтверждает преимущества бездроссельной схемы клапанов.'
Исходные данные для расчета исследуемых клапанов
Тип клапана
Параметры
Обозначение
без дроссельный I н II
с индикаторным стержнем
1КР-20
Г 52-13
Г 52-13 модернизированный
Настроечное давление в кПсм2
Рн
50
50
50
50
50
Предохраняемый объем в м3
IF
300
300
300
300
300
Расход насоса в л!мчи
Qh.
25
25
25
25
25
Показатель чувствительности в %
Ph + Ар
Рн
120
120
120
120
120
Показатель устойчивости
Ph — Ар
95
95
95
95
95
Рн
Подъемная площадь в см2
Sn
6,2
6,2
9,6
9,6
9,6
Площадь надклапанной полости в СЛ<2
SK11
9,6
9,6
9,6
9,6
9,6
Проход в регуляторе давления В Л1Л!
^КЛ
10
10
4
6
10
Диаметр шарика в м
dm
14,288
14,288
5,556
12
12
Продолжение табл. 2'
Параметры
Обозначение
Тип клапана
бездроссельный I и II
с индикаторным стержнем
1КР-20
Г 52-13
Г52-13
модернизированный
Проход на слив в корпусе в мм
dc.i
7,5
7,5
4
5
10
Сечение дросселя в мм
ddp
—
2
1,2
1,2
2
Перекрытие клапана в мм
A'l
—
—
3,5
2,8
1,5
Давление в надклапанной полости в кПсм?
Ра
30
30
47,8
47,8
47,8
Размеры пружины регулятора в мм
D X d X t
22X4X6
22X4X6
18X3X4,8
12X3X4
12X3X4
Усилие пружины в кГ
Pnp
88
88
43
55
55
Жесткость пружины в кГ/см
cnP
55
55
30
127
127
Масса основного клапана в кГ-сек^/см
mK.t
0,15-10"3
0,15-Ю-5
0,125-10"3
0,125-10~3
0,125-10“3
Масса регулятора давлением в кГ-сек^ см . . . . .
0,02-10"3
0,02-10"3
0,011-Ю"3
0,016-ю-3
0,016-10"3
Результаты расчета исследуемых клапанов
Определяемая величина
Тип клапана
Бездроссель- ный 1 и II
Г52-13
1К Р-20
Г52-13 модернизированный
Клапан с индикатор-
стержнем
X к t3
^кл
9КЛ Qka [кл У к л &РсЛ
У
мкл R Qdp <2з 1-2 Н is Пик Завал
0,01 0,43-10"3 0,13-Ю"3 1,25 • 10"3 0,6-Ю:|
0,09 220 220 0,04
1,0 2,5
0,01 0,2 -10-3
280 4,5
400 0,14 ■ 10"3 0,25-Ю"3 0,24-Ю"3
0,28+0,012
8-Ю"3 0,39-Ю"3 0,6-Ю"3
5-Ю"3 2,8 350 370
0,055 0,6
5,1 0,03 0,8 -10-3
443
20
20
4-Ю"3 0,85-Ю"3
0,14 + +
0,35+0,012 9,0-Ю"3 0,39-Ю"3 0,6-Ю"3 8,3-Ю"3 3,5 370 390 0,06 0,4 6,2 0,05 4-Ю"3 240 20 20
4,85-Ю"3 0,85-Ю"3 0,175 + +
0,15+0,012
6-Ю"3 0,39-Ю"3 0,63-Ю"3 2,4-Ю"3
1,55
256
310 0,045
1,0
2,5 0,014
1,1 -Ю"3 443
20 54
3-Ю"3 0,85-Ю"3
0,03 + +
0,01 0,43-Ю"3 0,13-Ю"3 0,68-Ю"3
1,7-Ю"3
0,99
220
274 0,05
1,0
2,5 0,012 0,22-Ю"3
280
4,5 54
0,127-Ю"3 0,25-Ю"3
1,7-Ю"3
+
Прим и<Г.
е ч а н и е. Пик при t\ < t
и te < t, завал при G + ^з
+ tA < t' и
РЕЗУЛЬТАТЫ СРАВНИТЕЛЬНЫХ ИСПЫТАНИЙ ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНЫХКЛАПАНОВ ТИПА 1КР-20, Г52-13, МОДЕРНИЗИРОВАННОГО Г52-13,С ИНДИКАТОРНЫМ СТЕРЖНЕМ И БЕЗДРОССЕЛЬНЫХ
В ДВУХ ВАРИАНТАХ НА ЛУЧШИЙ РЕЖИМ СРАБАТЫВАНИЯ
В настоящее время работа предохранительных клапанов исследована достаточна глубоко. Однако при выявлении новых вариантов конструкций оправданы дополнительные эксперименты по сравнению в равных условиях существующих и вновь создаваемых клапанов.
Для подтверждения выводов проведенного выше анализа схем клапанов и расчета на заданный режим срабатывания было проведено стендовое сравнительное испытание клапанов, имеющее целью: 1) окончательную отработку конструкций предлагаемых бездроссельных клапанов для выпуска опытной промышленной партии; 2) сравнительное исследование влияния параметров системы (настроечного давления, предохраняемого объема, наличия воздуха в системе, скорости переключения потока, вязкости масла, расхода насоса) на режим срабатывания испытуемых 78
Рис. 5. Схема испытательного стенда
клапанов и выбор рациональной схемы; 3) экспериментальное исследование предохранительных клапанов на шум.
Общий вид испытательного стенда и регистрирующей аппаратуры показан на рис. 4, на котором 1— насос; 2— датчик давления; 3— исследуемый клапан; 4— дистанционный термометр;
0.002 сек р=100 кГ/см20.002 сек р=100 кГ/см20.002 сек р=62 кГ/см20.002 сек р=62 кГ/см2' (^чи**^*А<**Урн=50кГ/си' (^чи**^*А<**Урн=50кГ/сигга)г)а)г)££0,002 сек0,002 секРис. 6. Результаты испытаний клапанов:Рис. 6. Результаты испытаний клапанов:
0.002 сек р=100 кГ/см2
0.002 сек р=100 кГ/см2
0.002 сек р=62 кГ/см2
0.002 сек р=62 кГ/см2
' (^чи**^*А<**
Урн=50кГ/си
' (^чи**^*А<**
Урн=50кГ/си
г
г
а)г)
а)г)
£
£
0,002 сек
0,002 сек
Рис. 6. Результаты испытаний клапанов:
Рис. 6. Результаты испытаний клапанов:
а — Г52-13; б — 1КР-20; в — Г52-13 модернизированный; г—с индикаторнымстержнем; д — бездроссельный I; е — бездроссельный II; 1 — давлениев напорной полости; 2— перемещение переключающего золотника; 3— масштабвремени
манометр; 6 — блокировочный клапан стенда; 7— нагрузочный золотник; 8— датчик перемещения золотника; 9— индикатор; 10— осциллограф, а принципиальная схема — на рис. 5, где 1 — насос ЛФ25 (ЛФ8); 2— блокировочный клапан; 3, 4— датчики давления; 5 — исследуемый клапан; 6 — сменные емкости; 7— дроссель изменения скорости переключения золотника; 8— манометр; 9— золотник нагрузки; 10 — пружина золотника; 80
11 ■—датчик перемещения золотника; 12—фиксатор; 13—рукоятка управления золотником; 14— индикатор. На рис. 6 приведены основные осциллограммы результатов сравнительных испытаний для наихудших условий работы (предохраняемый объем 300 см3, скорость переключения золотника 120 смкек, вязкость НО сст, расход насоса 25 л!мин, настроечное давление 50 кГкм2, малое содержание воздуха в системе). Из них следует, что наивысшей чувствительностью (чувствительность оценивается объективным показателем, равным ^-t_^ %, где ря — настроечное давление, Др — пик давления в момент срабатывания) обладают бездроссельные клапаны. Для них показатель чувствительности равен 100%. Клапаны Г52-13 и 1КР-20 обладают наименьшей чувствительностью с показателем, равным 200%. Подобная перегрузка системы в момент срабатывания объясняется влиянием дроссельной схемы этих клапанов. Лучшие показатели чувствительности из существующих имеют клапан Г52-13, модернизированный ЭНИМСом (150%), и клапан с индикаторным стержнем (125%).
На режим срабатывания всех испытуемых клапанов, кроме бездроссельных, влияют указанные параметры системы. Бездроссельные клапаны срабатывают стабильно при всех значениях и комбинациях этих параметров, что объясняется большим запасом чувствительности. При одинаковой чувствительности с серийными бездроссельные клапаны могут иметь значительно меньшие габариты и вес.
При сравнительном испытании клапанов на шум в зависимости от параметров системы выявилось, что общий уровень шума установки с бездроссельными клапанами мало отличается от уровня шума с серийными клапанами, и в среднем он равен 78— 82 дб. Исследование показало, что общий уровень шума зависит от тех же параметров системы, что и чувствительность клапана (пик давления).
ВЫВОД
Из анализа схем клапанов, результатов расчета и экспериментальных данных сравнительных стендовых испытаний конструктивная схема бездроссельного клапана по рис. 3 является наиболее рациональной, отвечающей как требованиям эксплуатации, так и требованиям крупносерийного производства. Конструкция бездроссельных клапанов может быть предложена специализированным предприятиям для изготовления опытной промышленной партии.
ЛИТЕРАТУРА
Контрольно-регулирующая аппаратура. ЭНИМС, 1963.
Каталог СКБ-7 Гидроприводы. Харьков, 1962.
Новое в гидроприводе прессов. Сборник ЭНИКМАШ № 4, 1961.
Ситников Б. Т., Матвеев И. Б. Новый бездроссельный предохранительный клапан. ГОСИНТИ, 1963, № 6—63—557/109.
6 ВНИИГидропривод 833
Инж. Ю. А. Данилов
ЭЛЕКТРОМАГНИТНЫЕ УПРАВЛЯЮЩИЕ МЕХАНИЗМЫДЛЯ РЕГУЛИРОВАНИЯ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИНАСОСОВ ЭЛЕКТРОГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ
Работа электрогидравлических следящих систем, имеющих в качестве исполнительного звена гидропривод объемного регулирования (рис. 1), во многом определяется выбором принципиальной схемы механизма управления насосом переменной производительности.
4
Рис. 1. Принципиальная схема электрогидравлической следящей системы с насосом переменной производительности:
/ — измеритель рассогласования; 2 — усилитель; 3 — механизм ^управления;
4 — приводной электродвигатель; 5 — насос переменной производительности;
6 — гндродвнгатель
Под механизмом управления обычно понимается устройство, предназначенное для изменения положения или скорости перемещения органа регулирования производительности насоса (люльки, обоймы, чашки и т. д.). В электрогидравлических следящих системах входным воздействием в механизм управления служит электрический сигнал.
При работе гидропривода объемного регулирования в системе дистанционного управления сигнал рассогласования, усиленный электронным усилителем (или усилителем другого типа), преобразуется электромеханическим преобразователем механизма управления в перемещение регулирующего элемента гидроусилителя. В свою очередь, гидравлический усилитель также усиливает 82
по мощности поступающий на его вход сигнал до величины, необходимой для управления органом изменения производительности насоса. Тем самым осуществляется бесступенчатое регулирование скорости вращения вала гидродвигателя и связанной с ним нагрузки в зависимости от величины и полярности сигнала рассогласования на входе следящей системы.
В последние годы разработаны и получили широкое распространение два типа электрогидравлических следящих систем, имеющих гидроприводы объемного регулирования: системы с одним интегрирующим звеном (системы позиционного типа), в которых величине и знаку рассогласования пропорциональна скорость
Рис. 2. Структурная схема следящей системы с насосом переменной производительности и электромагнитной системой управления:Рис. 2. Структурная схема следящей системы с насосом переменной производительности и электромагнитной системой управления:/ — измеритель рассогласования; 2 — усилитель; 3 — механизм управления;4 — гидропривод объемного регулирования с нагрузкой/ — измеритель рассогласования; 2 — усилитель; 3 — механизм управления;4 — гидропривод объемного регулирования с нагрузкой
Рис. 2. Структурная схема следящей системы с насосом переменной производительности и электромагнитной системой управления:
Рис. 2. Структурная схема следящей системы с насосом переменной производительности и электромагнитной системой управления:
/ — измеритель рассогласования; 2 — усилитель; 3 — механизм управления;
4 — гидропривод объемного регулирования с нагрузкой
/ — измеритель рассогласования; 2 — усилитель; 3 — механизм управления;
4 — гидропривод объемного регулирования с нагрузкой
вращения вала гидродвигателя, и системы с двумя интегриру- ющими звеньями (системы скоростного типа), в которых величине и знаку рассогласования пропорционально ускорение вала гидродвигателя.
Поскольку гидропривод объемного регулирования представляет собой звено с одной степенью астатизма, характер зависимости между законом движения вала гидродвигателя и величиной рассогласования на входе следящей системы определяется выбором принципиальной схемы механизма управления.
В настоящее время к следящим системам предъявляются все более высокие требования по точности, жесткости механических характеристик, диапазону регулирования, быстродействию, температурному диапазону работы, весу, габаритам и некоторым другим параметрам.
Анализ показывает, что для целого ряда объектов перечисленным выше требованиям лучше всего удовлетворяют быстродействующие позиционныеэлектрогидравлические следящие системы, в которых регулирование производительности насоса осуществляется посредством механизма управления, состоящего из маломощного электромагнита и двухкаскадного позиционированного гидроусилителя.
Передаточная функция системы такого типа в ее простейшем виде (рис. 2) определяется следующей формулой:
/5\ _ ,К1КгК3К4
6*6*(1 + 253Г3з + Т^ (1 + 2£4T4s + Т^ s'
6*
6*
83
Малые постоянные времени звеньев системы обусловливают ее высокое быстродействие, а введение необходимых стабилизирующих и компенсирующих сигналов позволяет получить требуемую точность работы в тяжелых динамических режимах.
В качестве насосов переменной производительности для систем такого типа нашли применение насосы II серии гаммы гидроприводов, описание и принцип действия которых приведены в ката-
Рис. 3. Принципиальная схема механизма управления с пружинной обратной связью:Рис. 3. Принципиальная схема механизма управления с пружинной обратной связью:
Рис. 3. Принципиальная схема механизма управления с пружинной обратной связью:
Рис. 3. Принципиальная схема механизма управления с пружинной обратной связью:
/ — люлька насоса переменной производительности; 2 — рычаги обратной связи; <3—плунжер; 4— золотник; 5 — заслонка; 6—управляющий электромагнит; 7— обмотка возбуждения; 8 — обмотка управления; 9 — сопло; 10 — междроссельные полости; 11—полость нагнетания вспомогательного насоса; 12 — сливной клапан; 13 — вспомогательный насос; 14 — силовые цилиндры; 15 — пружина; 16 — фильтр; 17 — дроссель
логе [1]. Насосы выполнены по единой кинематической схеме (ходовая часть аксиально-поршневого типа с двойным несиловым карданом) и имеют жесткую механическую характеристику, обеспечивающую высокую точность работы следящих приводов при резких изменениях нагрузок на гидродвигатель. Это позволило выполнить управляющие механизмы, предназначенные для регулирования положения органа изменения производительности насоса (люльки), также по единому принципу.
Разработанные в настоящее время механизмы управления насосами № 0,5ПД—50ПД имеют в качестве электромеханического преобразователя реверсивный поворотный электромагнит позиционного типа [3]. Двухкаскадные гидроусилители, преобразу- 84
ющие угол поворота валика электромагнита в угол поворота люльки, состоят из распределительного устройства типа дроссель—сопло—заслонка и охваченного обратной связью четырехкромочного золотникового устройства непроточного типа.
Поскольку конструкции насосов различных мощностей несколько отличаются друг от друга, в гидроусилителях механизмов управления насосами № 0,5—2,5 применена пружинная обратная связь, а в механизмах управления насосами № 5—50 — жесткая обратная связь.
Механизм управления с пружинной обратной связью, принципиальная схема которого приведена на рис. 3, работает следующим образом.
При появлении разности токов в обмотках управления электромагнита его ось вместе с закрепленной на ней заслонкой поворачивается на некоторый угол, что вызывает изменение давлений в междроссельных полостях. Вследствие этого нарушается равновесие сил, действующих на торцы золотника, и золотник начинает перемещаться, сообщая полость нагнетания вспомогательного насоса с рабочей полостью одного из силовых цилиндров, а полость другого силового цилиндра — со сливом.
Под действием момента, создаваемого силовыми цилиндрами, происходит перемещение люльки насоса переменной производительности и связанных с ней рычажной передачей плунжеров обратной связи. При этом деформируются расположенные между плунжерами и золотником пружины, вследствие чего золотник возвращается в нейтральное положение, и движение люльки прекращается.
В механизме управления с жесткой обратной связью (рис. 4) разность давлений в междроссельных полостях вызывает перемещение плунжеров и связанного с ними управляющего валика до тех пор, пока разность усилий деформируемых пружин не уравновесит разность сил давления. Золотник второго каскада гидроусилителя, соединенный рычажной системой с управляющим валиком, смещается с нейтрального положения, и люлька насоса переменной производительности начинает перемещаться. Как только угол поворота люльки становится равным углу поворота управляющего валика, рычажная система обратной связи возвращает золотник в нейтральное положение, и движение люльки прекращается.
Отличительной особенностью рассматриваемых электрогидрав- лических усилителей от известных схем и конструкций [2, 4 ] является наличие внутренней механической обратной связи во втором каскаде гидроусилителя, что позволяет уменьшить степень астатизма'следящей^системы в целом и сделать ее структурно устойчивой.
Электрогидравлические усилители, выполненные по схемам, приведенным на рис. 3 и 4 при определенном выборе их параме-
85
тров, имеют линейную статическую характеристику, малую постоянную времени, обладают высокой чувствительностью, технологичны в изготовлении и просты в регулировке и отладке. Низкий к. п. д. распределительного устройства дроссель—сопло—заслонка, работающего в качестве предварительного каскада усиления, существенного значения не имеет. Надежная фильтрация рабочей жидкости, осуществляемая фильтром вспомогательного
Рис. 4. Принципиальная схема механизма управления с жесткой обратной связью: / — вспомогательный насос; 2 — сливной клапан; 3 — полость нагнетания вспомогательного насоса; 4 — заслонка; 5 — управляющий электромагнит", 6 — обмотка возбуждения; 7 — обмотка управления; 8 — сопло; 9 — плунжер; 10 — золотник; // — силовые цилиндры; 12 — люлька насоса переменной производительности; 13 — рычажная передача обратной связи; 14 — управляющий валик; 15 — фильтр
насоса, исключает возможность засорения и выхода гидроусилителя из строя.
Достоинством рассматриваемого механизма является возможность регулирования скорости гидродвигателя путем непосредственной подачи сигнала на электромагнит с потенциометров прибора полуавтоматического управления, концевых выключателей системы ограничения предельных углов и других вспомогательных устройств, что значительно повышает надежность работы системы в аварийных и вспомогательных режимах. Ничтожно малый момент инерции заслонки, отсутствие залипания и сил сухого трения, действующих на электромеханический преобразователь, позволяют для управления гидроусилителем применить маломощный позиционный электромагнит, обладающий линей- 86
ними статическими характеристиками и малой постоянной времени. Внутренняя обратная связь, позиционирующие пружины и позиционный электромеханический преобразователь, а также высокое быстродействие электромагнита и гидроусилителя дают возможность отказаться от имеющихся в целом ряде механизмов управления насосами объемного регулирования дополнительных электромеханических стабилизирующих устройств (тахогенераторов, сельсинов, потенциометров и т. д.). Обладая сравнительно малым весом и габаритами, механизм управления такого типа не требует какого-либо дополнительного обслуживания при его эксплуатации.
Насосы с электромагнитной системой управления надежно и устойчиво работают при изменении температуры рабочей жидкости (масло АГМ ТУ МНП 457—53 или масло ГМ-50И ВТУ 11—61) в пределах от —50 до +90°, а также в условиях действия значительных вибрационных и ударных нагрузок. Конструктивно механизмы электромагнитного управления выполнены в виде блоков, устанавливаемых на насосы. Подвод рабочей жидкости осуществляется через сверления в корпусных деталях или посредством специальных трубок. Аналогичным образом производится слив жидкости в корпус насоса.
Напряжение к электромагниту подводится через восьмиштырьковый штепсельный разъем типа ШРГ. Электромагнит имеет обмотку возбуждения и две управляющие обмотки: высокоомную и низкоомную со средней точкой каждая. Обмотка возбуждения питается от сети постоянного тока напряжением 24 в.
Для уменьшения ширины петли гистерезиса статической характеристики механизмов управления, увеличения их чувствительности и исключения возможности залипания золотников на одну из управляющих обмоток дополнительно подается осциллирующее напряжение.
Экспериментальные исследования влияния частоты и амплитуды осцилляции на статические свойства управляющих механизмов показывают, что при правильном сочетании указанных параметров ширина петли гистерезиса может быть уменьшена более чем в 4 раза, а также резко увеличена чувствительность механизмов при сохранении их устойчивости и плавности движения выходного вала гидродвигателя.
Параметры управляющих и осциллирующих сигналов, а также электромагнита приведены ниже.
Сопротивление омботки возбуждения при температуре
+ 20° С в ом 30+3
Сопротивление каждой из высокоомных полуобмоток управления при температуре +20° С в ом 5300±590
Сопротивление каждой из низкоомных полуобмоток управления при температуре +20° С в ом . . . .1204-12
Номинальный ток возбуждения в ма 600
Допустимое значение тока в ма:
в каждой из высокоомных полуобмоток управления 30
в каждой из низкоомных полуобмоток управления260
Рекомендуемое значение частоты осцилляции в гц . . .70—80
Рекомендуемое значение тока осцилляции в ма: в высокоомной обмотке управления 3—5
в низкоомной обмотке управления 25—45
Статические свойства механизма управления определяются его статической характеристикой, под которой понимается зависимость угла поворота люльки насоса у от разности токов в обмотке управления iy. В'качестве примера на рис. 5 приведена
статическая характеристика механизма управления насосом № 2,5. Как видно из рис. 5, механизмы управления имеют в рабочем диапазоне практически линейную статическую характеристику и узкую гистерезисную петлю. Введение принудительной высокочастотной осцилляции наряду с уменьшением гистерезисной петли способствует повышению чувствительности и увеличению диапазона регулирования управляющих механизмов.
Теоретический анализ и практика отработки силовых следящих приводов показывают, что высокая точность работы во всех заданных режимах эксплуатации может быть обеспечена только при условии сохранения стабильности характеристик всех звеньев системы, в том числе и механизмов управления.
Как известно, выходные параметры электрогидравлических усилителей изменяются вследствие воздействия следующих факторов:
изменения характеристик электромагнита вследствие колебаний напряжения источника питания обмотки возбуждения, температурного изменения сопротивления этой обмотки и соот- 88
ветствующего изменения тока возбуждения; в реальных условиях эксплуатации ток возбуждения электромагнитов изменяется от 400 до 1150 ма при его номинальном значении 600 ма;
изменения давления питания гидроусилителя вследствие изменения производительности вспомогательного насоса и характеристик сливного клапана при температурном изменении вязкости рабочей жидкости; вязкость рабочих жидкостей гидроприводов в требуемом температурном интервале работы изменяется от 0,04 до 14 см^сек, т. е. примерно в 350 раз;
изменения гидравлического сопротивления дросселирующих элементов и соединительных каналов гидроусилителя, а также реакции потока жидкости на его регулирующие элементы (заслонку, золотник) при температурном изменении вязкости рабочей жидкости.
Обычно электрогидравлические усилители проектируются без учета влияния перечисленных выше факторов, вследствие чего их статические и динамические характеристики в реальных условиях эксплуатации изменяются в широких пределах. При разработке механизмов электромагнитного управления насосами объемного регулирования было уделено большое внимание повышению стабильности их характеристик.
С этой целью были проведены следующие теоретические и экспериментальные исследования:
разработана методика определения коэффициентов расхода дросселирующих отверстий гидроусилителя (дросселей, сопел, золотниковых щелей) в зависимости от их геометрических размеров и числа Рейнольдса, изменяющегося от 2 до 5000;
установлены количественные соотношения между усилием, действующим на заслонку, геометрическими размерами сопла и вязкостью рабочей жидкости;
произведен анализ влияния расстояния между осями сопел и осью электромагнита на стабильность статических характеристик механизмов при изменении тока возбуждения в широком диапазоне.
Проведенные исследования позволяют выбрать оптимальную геометрию дросселирующих элементов и выполнить конструкцию управляющих механизмов таким образом, что воздействия различных внешних факторов взаимно компенсируют друг друга. Тем самым была обеспечена высокая стабильность выходных параметров рассматриваемых устройств. .
На рис. 6 и 7 показано влияние изменения тока возбуждения и температуры рабочей жидкости на крутизну статических характеристик механизмов управления. Наибольшее изменение крутизны статических характеристик происходит при отрицательных
/в min^б ном16 maxY/в min^б ном16 maxY0. ю_ 10. ю_ 1К раЗ/маК раЗ/матемпературах и составляет 8—12%. Однако на ту же величину, но с противоположным знаком изменяется крутизна характеристик электронных усилителей, вследствие температурного изменения сопротивления управляющих обмоток электромагнита. Тем самым сохраняется постоянство коэффициента усиления следящей системы в целом, что обеспечивает необходимую точность работы во всем
/в min
^б ном
16 max
Y
/в min
^б ном
16 max
Y
0. ю
_ 1
0. ю
_ 1
К раЗ/ма
К раЗ/ма
-цо -го о га ца ео t°c о.ц о.б о.о ко ig а
Рис. 7. Влияние температуры рабочей жидкости (масло АРМ) на крутизну статических характеристик механизмов управления (шкала ординат одна для рис. 6 и 7):/ — для механизма управления насосом № 2,5; 2 — для механизма управления насосом № 10Рис. 7. Влияние температуры рабочей жидкости (масло АРМ) на крутизну статических характеристик механизмов управления (шкала ординат одна для рис. 6 и 7):/ — для механизма управления насосом № 2,5; 2 — для механизма управления насосом № 10Рис. 6. Влияние изменения тока воз-буждения электромагнита на крутизнустатических характеристик механизмовуправления:
Рис. 7. Влияние температуры рабочей жидкости (масло АРМ) на крутизну статических характеристик механизмов управления (шкала ординат одна для рис. 6 и 7):
/ — для механизма управления насосом № 2,5; 2 — для механизма управления насосом № 10
Рис. 7. Влияние температуры рабочей жидкости (масло АРМ) на крутизну статических характеристик механизмов управления (шкала ординат одна для рис. 6 и 7):
/ — для механизма управления насосом № 2,5; 2 — для механизма управления насосом № 10
/ — для механизма управления насосом № 2,5; 2 — для механизма управления насосом Ne 10
требуемом температурном интервале. Ниже приводятся основные данные, характеризующие статические свойства механизмов упра
вления.
Нелинейность статической характеристики в % Не более 5
Ширина петли гистерезиса статической характеристики в % »»5
Диапазон регулирования »менее^g
Чувствительность »»^^
Изменение крутизны статической характеристики в интервале температур от —50 до +90° С в %»более15
Дрейф нуля в интервале температур от —50 до +90° С в % »»Ю
Анализ динамики рассматриваемых механизмов показывает, что определение коэффициентов из передаточной функции изложенными в литературе методами линеаризации без учета существенных нелинейностей ряда входящих в них элементов, а также изменения характеристик этих элементов в зависимости от температуры рабочей жидкости и некоторых других факторов приводят к значительному расхождению расчетных и экспериментальных данных.
Для более глубокого изучения физической сущности процессов, происходящих в рассматриваемых электрогидравлических усилителях, и получения аналитических выражений, близких к экспериментальным, были проведены исследования, позволившие учесть в расчетных формулах следующие факторы:
перекрытия золотника;
принудительную осцилляцию золотника и заслонки;
нелинейный характер изменения нагрузки на силовом органе (люльке), связанный с особенностями работы насоса объемного регулирования аксиально-поршневого типа с двойным несиловым карданом;
ограниченность производительности вспомогательного насоса и связанное с этим ограничение максимальной скорости перемещения силового органа;
переменное давление на входе в гидроусилитель, вызванное изменением расхода рабочей жидкости, протекающей через сливной клапан при изменении скорости перемещения силового органа;
широкий диапазон изменения вязкости рабочей жидкости.
Учет совместного влияния перечисленных выше факторов позволил более строго подойти к определению коэффициентов передаточной функции исследуемых механизмов. Проведенные исследования позволили аппроксимировать дифференциальное уравнение движения механизмов и свести их к уравнению 2-го порядка. Полученные расчетные формулы совпадают с экспериментальными в пределах до о = 60 Мсек.
Приближенная передаточная функция управляющих механизмов имеет вид
^3(8)^3(8)_ У СОУз
^3(8)
^3(8)
1н ^ ~~ 1 + 2g373s + Т^ '
На рис. 8 представлены частотные характеристики механизмов
ратуре рабочей жидкости М° = +20^+40°).В таблице приведены средние значения величин Т и £ основных типоразмеров механизмов управления при различной температуре. Теоретические расчеты и экспериментальные исследования показывают, что насосы объемногоратуре рабочей жидкости М° = +20^+40°).В таблице приведены средние значения величин Т и £ основных типоразмеров механизмов управления при различной температуре. Теоретические расчеты и экспериментальные исследования показывают, что насосы объемногох Я § Я г л * as«е. S Е 5К >1 sТ в сек£4-20° с+90° С—50° С+20° С+90° С-50° С0,50,0250,0250,045110,92,50,030,030,05110,9100,050,050,091,51,51,4300,0750,0750,141,51,51,4х Я § Я г л * as«е. S Е 5К >1 sТ в сек£4-20° с+90° С—50° С+20° С+90° С-50° С0,50,0250,0250,045110,92,50,030,030,05110,9100,050,050,091,51,51,4300,0750,0750,141,51,51,4управления насосами № 2, 5 и 10, снятые при нормальной темпе
ратуре рабочей жидкости М° = +20^+40°).
В таблице приведены средние значения величин Т и £ основных типоразмеров механизмов управления при различной температуре. Теоретические расчеты и экспериментальные исследования показывают, что насосы объемного
ратуре рабочей жидкости М° = +20^+40°).
В таблице приведены средние значения величин Т и £ основных типоразмеров механизмов управления при различной температуре. Теоретические расчеты и экспериментальные исследования показывают, что насосы объемного
х Я § Я г л * as
«е. S Е 5
К >1 s
Т в сек
£
4-20° с
+90° С
—50° С
+20° С
+90° С
-50° С
0,5
0,025
0,025
0,045
1
1
0,9
2,5
0,03
0,03
0,05
1
1
0,9
10
0,05
0,05
0,09
1,5
1,5
1,4
30
0,075
0,075
0,14
1,5
1,5
1,4
х Я § Я г л * as
«е. S Е 5
К >1 s
Т в сек
£
4-20° с
+90° С
—50° С
+20° С
+90° С
-50° С
0,5
0,025
0,025
0,045
1
1
0,9
2,5
0,03
0,03
0,05
1
1
0,9
10
0,05
0,05
0,09
1,5
1,5
1,4
30
0,075
0,075
0,14
1,5
1,5
1,4
регулирования с электромагнитной системой управления наиболее целесообразно применять в следящих системах, предназначенных для работы в тяжелых динамических режимах, с большими скоростями и ускорениями отработки, большими инерционными нагрузками на валу гидродвигателя, а также в условиях отработки колебаний^с периодом до 1 сек и менее.
Рис. 8. Частотные характеристики механизмов управления:
/—для механизма управления насосом № 2,5; 2—для механизма управления насосом № 10
Разработанные механизмы с электромагнитной системой управления нашли широкое применение в электрогидравлических следящих системах благодаря их следующим основным достоинствам: пропорциональности между углом поворота регулирующего органа насоса и электрическим управляющим сигналом; высокому быстродействию при сохранении монотонности переходного процесса; линейности и стабильности статических характеристик, широкому диапазону регулирования и высокой чувствительности; простоте конструкции, удобству в регулировке и надежности в работе.
ЛИТЕРАТУРА
Викторов В. В., Г е л ь м а н А. С. и К У л а г и н А. В. Гидравлические приводы. Каталог. Изд. МДНТП им. Ф. Э. Дзержинского, 1960.
Г а м ы н и и Н. С. Основы следящего электрогидравлического привода. Обороигиз, 1962.
Гусаков В. И. Характеристики электромеханических преобразователей с магнитной пружиной. Труды МАИ. Вып. 134, 1961.
X о х л о в В. А. Гидравлические усилители мощности. Изд. АН СССР, 1961.
М. М. Глазков
ИССЛЕДОВАНИЕ ТРЕНИЯ И НАГРЕВАКРУГЛЫХ РЕЗИНОВЫХ КОЛЕЦ,ПРИМЕНЯЮЩИХСЯ ДЛЯ УПЛОТНЕНИЯ ВАЛОВ
Наиболее распространенным типом уплотнений вращающихся валов являются манжетные уплотнения. Для этой же цели при определенных условиях могут применяться круглые резиновые кольца (уплотнения штоков, поршней и неподвижных соединений гидравлических агрегатов).
Применение круглых резиновых колец для уплотнения валов уменьшает габариты и упрощает конструкцию уплотнительного узла. Крометого, круглые кольца могут применяться при более высоких давлениях жидкости по сравнениюсманжетными уплотнениями.
Особенность круглых резиновых колец состоит в том, что они создают высокую удельную нагрузку на уплотняемую поверхность, значительно превосходящую нагрузку на уплотнительную кромку, например, у манжет. Сила, с которой кромка манжеты прижимается к поверхности уплотняемого вала, составляет от 0,9 до 1,2 н!см, а у круглых колец из резины В-14 с диаметром поперечного сечения 3,6 мм при сжатии 14% —20— 25 н[см. В 20 раз более высокое давление на контактную поверхность обеспечивает высокую герметичность уплотнения, но сопровождается значительными потерями на трение. Высокая герметичность уплотнений с резиновыми кольцами затрудняет смазку поверхности контакта. Особенно затруднена смазка при уплотнении валов, так как в этом случае нет осевых перемещений и смазка в зону трения принудительно не поступает. Плохая смазка поверхности трения в сочетании с высокой скоростью скольжения и большим нормальным давлением приводит к перегреву колец. В связи с этим круглые кольца, если они установлены под прямым углом к уплотняемой поверхности, могут длительно работать либо при очень малых скоростях скольжения, либо при сжатии диаметра поперечного сечения не более чем на 5—6%. Однако малое сжатие требует применения жестких допусков на изготовление деталей уплотнительного узла; при этом не гарантируется герметичность при пониженных температурах.
Более рациональным методом уменьшения трения и устранения перегрева является наклонная установка колец относительно оси уплотняемого вала (рис. 1, а). При наклонной установке смазка поступает в зону контакта принудительно, так как при каждом обороте вала смазка поверхности контакта обновляется. Если удельная нагрузка на поверхность трения у круглых колец в 20 раз больше, чем у манжет, то удельная сила трения при наклоне кольца на 3° благодаря лучшей смазке оказывается выше только в 2—3 раза.
Возможны также и другие конструктивные варианты установки колец, обеспечивающие принудительное поступление смазки в зону
Рис. 1. Способы установки резиновых колец, уплотняющих валы: а — установка с одинарным наклоном: б — установка с двойным наклоном;в — установка кольца с выступом на боковой поверхностиРис. 1. Способы установки резиновых колец, уплотняющих валы: а — установка с одинарным наклоном: б — установка с двойным наклоном;в — установка кольца с выступом на боковой поверхности
Рис. 1. Способы установки резиновых колец, уплотняющих валы: а — установка с одинарным наклоном: б — установка с двойным наклоном;
в — установка кольца с выступом на боковой поверхности
Рис. 1. Способы установки резиновых колец, уплотняющих валы: а — установка с одинарным наклоном: б — установка с двойным наклоном;
в — установка кольца с выступом на боковой поверхности
контакта. На рис. 1, б показана установка кольца с двойным наклоном относительно оси вала. Развертка полосы контакта кольца с валом в этом случае имеет волнообразную форму.
Кольцевое уплотнение с канавками двойного наклона имеет ряд преимуществ. Канавка с двойным наклоном создает две зоны интенсивного поступления смазки между трущимися поверхностями вместо одной зоны в случае одинарного наклона. Смазка более равномерно распределяется вдоль полосы контакта. Неравномерность смазки полосы контакта у колец с одинарным наклоном приводит к неравномерному распределению температур по периметру кольца. При скорости скольжения 2 м!сек неравномерность температур может достигать 10—12° С. При длительной работе температура вдоль периметра кольца выравнивается.
Другим преимуществом установки колец с двойным наклоном является гидравлическая уравновешенность корпуса с уплотнительными кольцами. На."лонная установка колец вызывает либо перекос корпуса с уплотнениями, либо его односторонний отжим от поверхности уплотняемого вала под действием неуравновешенной гидравлической силы. Гидравлическая уравновешенность корпуса с уплотнениями особенно важна в соединениях со сво- 94
бодно плавающими корпусами, например в соединениях поворотного типа. В случае неподвижного корпуса установка колец
с двойным наклоном разгружает подшипники и вал от неуравновешенной гидравлической силы.
Волнообразная форма полосы контакта, способствующая лучшей смазке, может быть получена не только с помощью особой конструкции канавки. Более простым способом получения волно
образной формы полосы контакта является применение колец
Рис. 2. Зависимость момента трения от скорости скольжения для различных способов установки колец:Рис. 2. Зависимость момента трения от скорости скольжения для различных способов установки колец:с выступами на боковой поверхности (рис. 1,в). Выступы у кольца расположены с двух сторон со смещением одного относительно другого. В уплотнительной канавке такое кольцо располагается волнами. Соответственно
Рис. 2. Зависимость момента трения от скорости скольжения для различных способов установки колец:
Рис. 2. Зависимость момента трения от скорости скольжения для различных способов установки колец:
волнообразную форму имеет полоса контакта кольца свалом.
/ — кольцо установлено под прямым углом; 2—кольцоустановлено под углом 3°; 3 — кольцо с выступом набоковой поверхности/ — кольцо установлено под прямым углом; 2—кольцоустановлено под углом 3°; 3 — кольцо с выступом набоковой поверхностиБыли проведены сравнительные испы-
/ — кольцо установлено под прямым углом; 2—кольцоустановлено под углом 3°; 3 — кольцо с выступом набоковой поверхности
/ — кольцо установлено под прямым углом; 2—кольцоустановлено под углом 3°; 3 — кольцо с выступом набоковой поверхности
тания колец одного
типоразмера (3,6 X 23 мм) с применением различных способов установки. Сравнивались потери на трение колец, установленных под прямым углом к валу, под углом 3°, и колец, имеющих по три выступа высотой 3 мм на каждой стороне. Трение колец с углом наклона 3° оказалось в 2 раза ниже, чем у колец без наклона (рис. 2). Трение колец с выступами было несколько ниже, чем у колец, наклоненных на 3°.
Исследование герметичности круглых резиновых колец в зависимости от угла наклона показало, что утечка рабочей жидкости
появляется тогда, когда ширина контакта кольца с валом становится равной или меньшей линейной величины наклона, т. е. когда
I < D tg а,
где I — ширина контакта кольца с валом;
D — диаметр вала;
а — угол наклона в град.
Сила трения круглых резиновых колец возрастает с ростом давления жидкости (рис. 3). Зависимость силы трения от давления жидкости до давлений 200—300 ккм2 близка к прямо пропорциональной. При дальнейшем увеличении давления пропорциональность нарушается, и при давлениях свыше 600 нкм2 трение пере-
95
стает зависеть от роста давления. Характерно, что стабилизация силы трения с ростом давления наступает раньше при меньших скоростях скольжения.
Рис. 3. Зависнмость^момента трения от давления жидкости при различных скоростях скольжения. Кольца 3,6Х Х23 мм из резины В-14, наклон кольца 3°, температура кольца 60° СРис. 3. Зависнмость^момента трения от давления жидкости при различных скоростях скольжения. Кольца 3,6Х Х23 мм из резины В-14, наклон кольца 3°, температура кольца 60° С
Рис. 3. Зависнмость^момента трения от давления жидкости при различных скоростях скольжения. Кольца 3,6Х Х23 мм из резины В-14, наклон кольца 3°, температура кольца 60° С
Рис. 3. Зависнмость^момента трения от давления жидкости при различных скоростях скольжения. Кольца 3,6Х Х23 мм из резины В-14, наклон кольца 3°, температура кольца 60° С
выгодно отличают круглыевыгодно отличают круглыеРис. 4. Зависимость удельной силы трения от давления жидкости:Рис. 4. Зависимость удельной силы трения от давления жидкости:/ — малогабаритная манжета; 2—круглое резиновое кольцо с размерами 3,6 X 23 мм, сжатие 14%, угол наклона 3°/ — малогабаритная манжета; 2—круглое резиновое кольцо с размерами 3,6 X 23 мм, сжатие 14%, угол наклона 3°
выгодно отличают круглые
выгодно отличают круглые
Рис. 4. Зависимость удельной силы трения от давления жидкости:
Рис. 4. Зависимость удельной силы трения от давления жидкости:
/ — малогабаритная манжета; 2—круглое резиновое кольцо с размерами 3,6 X 23 мм, сжатие 14%, угол наклона 3°
/ — малогабаритная манжета; 2—круглое резиновое кольцо с размерами 3,6 X 23 мм, сжатие 14%, угол наклона 3°
Возрастание потерь на трение меньшее, чем возрастание давления, а также стабилизация трения при высоких давлениях
резиновые кольца от манжетных уплотнений.
На рис. 4 приведена зависимость удельной силы трения от давления уплотняемой жидкости для малогабаритного манжетного уплотнения, применяемого в гидравлических авиационных насосах, и круглого резинового кольца. Из приведенных графиков следует, что малогабаритные манжеты имеют меньшие потери на трение до давлений уплотняемой жидкости в 70—80 н1см*.
Результаты исследования нагрева колец показаны на рис. 5. Из графиков видно, что при одном и том же наклоне кольца на
грев от трения прямо пропорционален скорости скольжения. Линейная зависимость приращения температуры от скорости скольжения объясняется тем, что в исследованном диапазоне скоростей коэффициент трения изменяется незначительно и мощность, расходуемая на трение, зависит в основном от скорости.
Наклоненное кольцо охватывает более широкий участок поверхности вращающегося вала, что значительно улучшает отвод тепла от
поверхности трения. Вследствие этого при увеличений угла наклона температура снижается в большей мере, чем уменьшаются механические потери на трение. Увеличение угла наклона отЗдо 11° умень
шает потери на трение вдвое, а температуру — примерно в 3 раза.
Известно, что резиновые манжетные уплотнения валов могут длительно работать при температурах рабочих кромок, достигающих НО—130° С. Манжетные уплотнения менее чувствительны как к нагреву, так и к отрицательным температурам ввиду того, что уплотнительная кромка прижимается к валу не только за счет упругости резины, но и с помощью браслетной пружины.
Ресурсные испытания резиновых колец 3,6 X 23 мм при радиальном сжатии 10—13% показали, что они могут работать при температурах порядка 70—80°С в течение 500— 600 ч. Ресурсные испытания проводились при скорости скольжения 2 мкек и давлении жидкости 50 нкм2.
Рис. 5. Зависимость приращения температуры кольца от скорости скольжения при различных углах наклона. Кольца из резины В-14, радиальное сжатие 13%, давление жидкости 10 н!с^.Рис. 5. Зависимость приращения температуры кольца от скорости скольжения при различных углах наклона. Кольца из резины В-14, радиальное сжатие 13%, давление жидкости 10 н!с^.Аналогичные результаты были получены при испытании колец 3,1 X 19,6 мм при давлении рабочей жидкости 250 нкмг и скорости скольжения 1 мкек.
Рис. 5. Зависимость приращения температуры кольца от скорости скольжения при различных углах наклона. Кольца из резины В-14, радиальное сжатие 13%, давление жидкости 10 н!с^.
Рис. 5. Зависимость приращения температуры кольца от скорости скольжения при различных углах наклона. Кольца из резины В-14, радиальное сжатие 13%, давление жидкости 10 н!с^.
В результате проведенных исследований могут быть сделаны
следующие выводы.
Круглые резиновые кольца с применением одного из описанных способов смазки следует применять при скоростях скольжения до 2,5 м!сек и давлениях уплотняемой жидкости до 50 нкм2. По мере снижения скорости скольжения давление жидкости можно прогрессивно повышать. При скорости скольжения 0,5 мкек допустимо давление уплотняемой жидкости до 500 нкмг.
Радиальное сжатие колец при скорости скольжения 2,5 мкек должно быть в пределах 9—11 % от диаметра поперечного сечения кольца. Уменьшение скорости скольжения до 1,5 мкек позволяет увеличить радиальное сжатие до 10—13% при равных приращениях температуры. Угол наклона колец для валов диаметром от 14 до 25 мм из условия оптимального соотношения между нагревом от трения и герметичностью должен составлять 3,5—4°.
7 ВНИИГидропровод 833
Канд, техн, наук П. Н. Белянин
ИССЛЕДОВАНИЕ ПРОЦЕССА ТОНКОЙ ОЧИСТКИРАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ АВИАЦИОННЫХ ГИДРОСИСТЕМ
В ЦЕНТРОБЕЖНОМ СИЛОВОМ ПОЛЕ
Одним из наиболее эффективных путей повышения ресурса и надежности современных гидравлических приводов является повышение чистоты рабочих жидкостей.
Обеспечение высококачественной очистки рабочей жидкости имеет особое значение при создании и эксплуатации гидравлических систем высокого давления, в том числе авиационных гидросистем, отличающихся рядом специфических особенностей.
Классификация средств тонкой очистки рабочих жидкостей гидросистем приведена ниже.
Для тонкой очистки масла АМГ-10, широко применяемого в авиационных гидросистемах, в настоящее время используются главным образом бумажные и сетчатые фильтроэлементы, которые надежно обеспечивают очистку масла от твердых частиц размером более 12—16 мк.
Фильтры авиационных гидросистем практически являются лучшими отечественными фильтрами для очистки масел, однако и они неполностью отвечают современным требованиям.
Следует отметить, что в распоряжении конструкторов фильтров имеется большой выбор фильтроматериалов (металлических и неметаллических) для фильтров механического фильтрования.
Тем не менее создание механических фильтров с тонкостью фильтрования 3—5 .мк и меньше, необходимой для обеспечения надежной работы авиационных гидросистем, связано с рядом трудностей.
Дело в том, что повысить тонкость фильтрования можно только за счет уменьшения размеров пор, в результате чего сильно возрастает удельное гидравлическое сопротивление фильтроэлемента; поэтому при заданном расходе масла через фильтр и заданном перепаде давления на фильтроэлементе приходится увеличивать размеры и вес фильтра.
Новые возможности для решения этой задачи появились в последние годы в связи с разработкой новых конструктивных схем и исследованием силовых очистителей жидкостей — электрических, магнитных, вибрационных, центробежных (см. классификацию). 98
оволочныеоволочныеСредства тонкой очисткиСредства тонкой очистки
оволочные
оволочные
Средства тонкой очистки
Средства тонкой очистки
Как показали опыт и теоретические исследования, для тонкой очистки рабочих жидкостей гидросистем (в том числе для очистки масла АМГ-10) наиболее перспективны центробежные очистители (центрифуги).
Классификация этих очистителей по характеру привода и числу оборотов приведена ниже.
Требованиям, предъявляемым к очистке масла АМГ-10 в авиационных гидросистемах, лучше всего удовлетворяют высокооборотные центрифуги с активным приводом. Разработаны и изготовлены две конструкции центробежного очистителя для тонкой технологической очистки масла АМГ-10 при наземной отработке авиационных гидросистем.
Конструкция первого варианта очистителя показана на рис. 1. Очиститель состоит из трех основных узлов: собственно 100
Рис. 1. Центробежный очиститель с гидроприводом
очистителя, редуктора 2 и гидродвигателя 1 (марки ГМ-36) с крутящим моментом 190 кГсм, использованного для бесступенчатого регулирования оборотов ротора очистителя. Редуктор 2 состоит из литого корпуса и четырех пар стальных зубчатых колес, одна из которых — сменная, что позволяет изменять передаточное число редуктора в пределах от 2,5 до 10. Зубчатые колеса редуктора смазываются маслом марки Л (велосит).
Так как максимальная скорость вращения вала гндродвига- теля составляет 3000 об!мин, то при максимальном передаточном числе редуктора ротор очистителя вращается с предельной угловой скоростью 30 000 об!мин.
Это вынуждает тщательно балансировать ротор грузиками 9 и 12 (допустимый дисбаланс не более 0,05 Г-см\ Ротор очистителя изготовлен из стальных закаленных деталей — корпуса 10 и крышки 8, которая закрепляется в корпусе 10 тремя пружинными кнопками 25; сам же корпус ротора устанавливается на валу 6 и закрепляется на нем такими же кнопками 18.
Внутри ротора установлен блок концентричных труб 22, обеспечивающий тонкослойную очистку масла. Внутренняя полость ротора загерметизирована резиновыми кольцами круглого сечения и четырьмя торцовыми уплотнениями.
Вал 6 на двух подшипниках 7 и 16 вращается вместе с ротором на оси 3, неподвижно закрепленной стопорным винтом 5 в литом корпусе 4 статора, который закрыт крышкой 15.
Крутящий момент передается на вал 6 через зубья венца вала. Для герметизации вращающегося вала и ротора использованы две вращающиеся втулки 11 и 26, изготовленные из стали 16ХГТА. Втулки застопорены на валу 6 винтами 13; к втулкам 11 и 26 прижаты невращающиеся кольца четырех торцовых уплотнений 19, 20, 24 и 27, изготовленные из бронзы Бр. АЖМЦ-10-3-1,5. Контактные поверхности стальных втулок и бронзовых колец тщательно притерты. Износ втулок 11, 16 и колец 19, 20, 24 и 27, имеющих возможность перемещаться вдоль оси 3, компенсируется пружинами, которые упираются в кольца 14, 21, 23, 28, застопоренные на оси 3.
Загрязненное масло поступает в очиститель через штуцер-переходник 17, проходит через полую ось 3, радиальные отверстия в оси 3 и втулке 11 и поступает в ротор. Внутри ротора масло проходит через отверстия в торцовых кольцах блока 22 (эти отверстия максимально приближены к наружным диаметрам колец); далее оно проходит между концентричными трубами, очищается и выходит через отверстия в кольцах другого торца блока (эти отверстия максимально приближены к внутренним диаметрам колец).
Затем очищенное масло проходит через радиальные отверстия втулки 26, оси 3 и через штуцер полой оси 3 выходит из очистителя (движение масла показано стрелками).
Очистка масла от нерастворимых загрязнений осуществляется 102
за счет использования центробежного поля, которое создается в масле, вращающемся вместе с ротором с большой угловой скоростью, а также за счет разницы между удельным весом загрязняющих масло частиц и самого масла.
Твердые частицы осаждаются на внутренних стенках концентричных труб и ротора, вращающихся совместно.
При испытаниях опытного образца очистителя было установлено, что крепление крышки ротора 8 в корпусе 10 пружинными кнопками 25 ненадежно, корпус ротора при 20 000 об/мин «раскрылся» и разгерметизировался.
Для устранения этого недостатка пришлось доработать конструкцию ротора очистителя. Характер этой доработки показан на рис. 2. Вместо пружинных кнопок для крепления крышки ротора 3 в корпусе 2 была использована гайка 7.
Под действием центробежных сил уплотнительные резиновые кольца деформируются и заполняют канавку не так, как она заполняется кольцом при отсутствии вращения, в результате чего надежность уплотнения снижается. Это заставило применить для уплотнения крышки 3 и корпуса 2 ротора не одно резиновое кольцо 4, а три.
Так как в результате доработки длина ротора увеличилась, то пришлось изготовить удлинитель статора 1 — стакан 6 и новую крышку статора 10.
Стакан 6 и крышка 10 закрепляются болтами 5 и 9.
Гайка 7 и крышка 3 ротора контрятся проволокой; балансировка ротора производится с помощью грузиков 8, закрепляемых винтами.
В процессе дальнейших испытаний опытного образца очистителя были обнаружены следующие наиболее существенные недостатки описанной конструкции.
Очиститель имеет очень много вращающихся деталей (детали редуктора, ротора, уплотнений, вал и др.), что сильно усложняет конструкцию очистителя и уменьшает его надежность.
Несмотря на большую смачивающую поверхность блока концентричных труб, масло в роторе раскучивается недостаточно энергично.
Торцовые уплотнения поглощают очень много энергии (до 3 кет), особенно при большой угловой скорости ротора; кроме этого, наличие большого количества торцовых уплотнений сильно затрудняет их доводку и обеспечение внешней герметичности ротора.
Многоступенчатый редуктор также поглощает много энергии (более 3 кет при 20 000—25 000 об/мин) и является генератором неприятного по тембру и очень сильного звука (шума).
Из-за того, что зазор между корпусами ротора и статора невелик (4—5 мм), в случае попадания в корпус статора масла, вытекающего через торцовые уплотнения, потери на трение ротора о воздушно-масляную смесь сильно возрастают.
Рис. 2. Центробежный очиститель с ротором улучшенной конструкции
Привод очистителя от гидродвигателя неудобен из-за нагрева масла в системе привода, а также из-за того, что при работе гидропривод сильно шумит.
Консистентная смазка подшипников ротора (ЦИАТИМ-201) при наличии течи масла АМГ-10 через торцовые уплотнения вымывается, в результате чего условия работы подшипников ухудшаются.
Для устранения перечисленных недостатков была разработана новая конструкция центробежного очистителя, показанная на рис.З. Новый очиститель имеет привод от электродвигателя 1 мощностью 6 кет. Двигатель питается от отдельного генератора постоянного тока. Регулированием возбуждения генератора достигается изменение числа оборотов вала двигателя от 8000 до 1000 об/мин.
Крутящий момент на валу электродвигателя составляет 67,5кГщи. Максимальная скорость вращения вала 8000 + 4-300 об/лшнсоответствует номинальному напряжению на якоре 27 в.
Ротор очистителя приводится во вращение через одноступенчатый повышающий редуктор 2, имеющий передаточное отношение 3; таким образом, ротор может вращаться с максимальной скоростью 24 000 — 25 000 об/мин. Два зубчатых колеса редуктора изготовлены из стали 12ХНЗА и вращаются на подшипниках А205Б. В корпус редуктора залито масло МК-8. На шейках удлиненных валиков зубчатых колес редуктора нарезаны шлицы, передающие крутящий момент электродвигателя. Редуктор 2 с помощью переходного фланца 3 закреплен болтами на сварном корпусе статора 23, закрытом крышкой 16, которая крепится болтами.
В статоре на двух подшипниках 5 и 15 (марки А206Б) вращается ротор, состоящий из трех стальных закаленных деталей — корпуса 20, крышки 22 и гайки 21. Внутри ротора установлен блок концентричных труб 19, вращающийся вместе с ротором. Конструкция блока аналогична описанной выше.
Подшипники ротора смазываются смазкой ЦИАТИМ-201 через пресс-масленки 4. Балансируется ротор путем перемещения грузиков 6 по пазам крышки и корпуса ротора (закрепляются грузики болтами).
Внешняя герметичность полости ротора обеспечивается резиновыми уплотнительными кольцами и одним торцовым уплотнением, состоящим из вращающегося стального кольца 14, застопоренного на хвостовике ротора винтом 9, и невращающегося бронзового кольца 11, износ колец И и 14 компенсируется пружинами 10, установленными во втулке 13, как в сепараторе. Утечки из торцового уплотнения отводятся через штуцер.
Загрязненное масло АМГ-10 подводится через штуцер в крышке 12, закрепленной болтами на крышке 16. Полость, ограниченная крышкой 12 и втулкой 13, загерметизирована резиновыми уплотнительными кольцами. В крышке 12 установлена и запаяна маслоотводящая трубка 17.
Рис. 3. Центробежный очиститель с электроприводом
Загрязненное масло АМГ-10 поступает во внутреннюю полость ротора по кольцевому зазору между кольцом И, хвостовиком ротора и трубкой 17, раскручивается крыльчаткой 7, закрепленной в корпусе ротора, и через отверстия в кольцах блока концентричных труб 19 масло попадает в пространство между трубами, где очищается от загрязнений, осаждающихся на внутренних стенках труб и корпуса ротора.
Очищенное масло АМГ-10 выходит из блока концентричных труб 19 через отверстия в кольцах торца блока, а затем по каналу, образованному стенкой внутренней трубы блока, и по трубке 17 выходит из очистителя через штуцер в крышке 12 (движение масла через очиститель показано стрелками).
Внутренняя герметичность ротора очистителя обеспечивается маслоотбойной резьбой во втулке 18.
Зазор между цилиндрическим пояском втулки 18 и трубкой 17 равен 0,1—0,15 мм, поэтому проход загрязненного масла в полость очищенного сильно затруднен. Число оборотов ротора измеряется с помощью осциллографа С1-1, на который подаются одновременно сигнал датчика оборотов (катушка индуктивности S) и сигнал генератора звуковой частоты ГЗ-4А.
Изменяя частоту сигналов генератора, добиваются появления на экране осциллографа фигуры Лиссажу. Отсчет числа оборотов ротора делается по шкале генератора звуковой частоты.
Тонкость очистки жидкости, загрязненной частицами диаметром 5—10 мк и менее, за один ее проход через ротор центробежного очистителя подсчитывается по упрощенной формуле
со Fу^0’
где d — минимальный диаметр частиц, удерживаемых очистителем, в см;
— угловая скорость жидкости в роторе (при хороших условиях раскручивания жидкости с некоторым приближением со можно считать равной угловой скорости ротора) в \]сек;
р — коэффициент динамической вязкости в Г -сек!см1;
g — ускорение силы тяжести в CMiceK1;
^i — толщина слоя очищаемой жидкости между двумя соседними концентричными трубами, приблизительно равная расстоянию между трубами по радиусу (шаг труб), в см;
гг- — радиус наружной поверхности концентричной трубы, от которой начинает движение частица, находящаяся в самых не благоприятных для очистки условиях, в см;
у, — удельный вес твердых частиц, загрязняющих жидкость, в г1смй;
/0 — время пребывания частицы в роторе в сек.
Чтобы твердая частица под действием центробежной силы достигла внутренней поверхности трубы или ротора и осталась в работающем очистителе, она за время /0 должна пройти расстояние (rz + Az) — rz в радиальном направлении.
Радиальная скорость движения частицы в роторе очистителя (скорость осаждения)
<о2уч^<
~ dt ~18№
где s — расстояние, пройденное частицей за время t, отсчитываемое от начала осаждения частицы;
е — основание натуральных логарифмов.
Шаг концентричных труб подсчитывается по формуле
А/ = РЧ,где р — коэффициент шага труб, являющийся для данных усло-вий очистки постоянной величиной, которая подсчиты-вается по упрощенной формуле
<i>2Vvd2i0
р = е 18МЙ _ 1,
Для центробежного очистителя с активным приводом мощность, потребная для вращения ротора (без учета потерь в редукторе и двигателе),
^потр — Na-\- Ng-\- Nn Ыж -ф Nm + N4 -|- Nг,где Na — мощность, затрачиваемая на преодоление аэродинами-ческого сопротивления вращению ротора;
Nu — мощность, затрачиваемая на преодоление сил трения в уплотнениях;
Nn — мощность, потребная на преодоление сил трения в подшипниках;
Мж — мощность, необходимая для сообщения жидкости угловой скорости ротора;
Nт — мощность, затрачиваемая на преодоление сил трения жидкости о невращающиеся детали очистителя;
N4 — полезная мощность, затрачиваемая на осаждение загрязнений на стенках ротора и блока концентричных труб, мощность N4 практически равна нулю.
N3 — мощность гидравлических потерь на входе, внутри ротора и на выходе из него.
Исследование тонкой очистки масла АМГ-10 производилось с помощью универсального стенда для испытаний центробежных очистителей, показанного на рис. 4.
Стенд приспособлен для испытаний очистителей с любым приводом, в том числе и с пневматическим, для чего на стенде установлен баллон со сжатым воздухом. Универсальный стенд оборудован двумя баками емкостью по 200 л.
108
опытах различная и лежит в пределахопытах различная и лежит в пределахРис. 4. Универсальный стенд для испытаний центробежных очистителей (вид сбоку со снятыми панелями)Рис. 4. Универсальный стенд для испытаний центробежных очистителей (вид сбоку со снятыми панелями)
опытах различная и лежит в пределах
опытах различная и лежит в пределах
Рис. 4. Универсальный стенд для испытаний центробежных очистителей (вид сбоку со снятыми панелями)
Рис. 4. Универсальный стенд для испытаний центробежных очистителей (вид сбоку со снятыми панелями)
В нижний бак 3 заливается 150—180 л масла АМГ-10, к которому добавляется искусственный загрязнитель (порошок окиси цинка, абразивный порошок или порошок карбонильного железа), после чего масло тщательно перемешивается. Весовая концентра
ция загрязнения в разных от 5 до 100 мг!л.
Загрязненное масло из бака 3 насосом 4 с электроприводом постоянного тока перекачивается через испытываемый центробежный очиститель, закрепленный на кронштейне 1. Очищенное в очистителе масло сливается в верхний бак 2 с масломерным стеклом 6. В гидросистему стенда включены краны, смонтированные на панели 5, и измерительные приборы (манометры, термометры, расходомер, вольтметр, амперметр), которые установлены на приборной панели 7.
Гидросистема стенда после каждой серии экспериментов промывается с помощью фильтра с бумажным фильтроэлементом марки ФГ-11. Во время эксперимента магистраль между баками 2 и 3 закрыта; после опыта очищенное масло сливают из бака 2
в бак 3 и подготовляют следующую серию экспериментов.
При максимальном расходе масла АМГ-10, равном 40 л!мин, эксперимент продолжается около 4 мин\ за это время отбирается проба загрязненного масла (на входе в очиститель) и несколько проб очищенного масла (на выходе из очистителя) при разных числах оборотов ротора очистителя.
Пробы масла отстаивают на предметных стеклах и фотографируют под микроскопом МИМ-7 (см. рис. 5) на фотопластинку, помещенную в кассете 3.
По микрофотографиям проб масла подсчитывают твердые частицы, определяют концентрацию и дисперсионный состав загрязняющих примесей в загрязненном и очищенном
масле.
Сравнение весовой и объемной концентрации загрязняющих примесей, а также дисперсионного состава загрязнений в пробах масла позволяет легко оценить эффективность очистителя и зависимость ее от напряженности центробежного поля, размеров ротора, вязкости и расхода масла через очиститель, а также в зависимости от других параметров очистки.
Результаты испытаний центробежных очистителей с блоком концентричных труб показали, что центробежное силовое поле
Рис. 5. Микроскоп МИМ-7:
1 — микроскоп; 2 — блок питания; 3 — фотокассета
можно с успехом использовать для тонкой технологической очистки масла АМГ-10 в авиационных гидросистемах. Например, очиститель, показанный на рис. 2, очищает масло от твердых частиц размером 6 мк.
При испытаниях очистителя масло АМГ-10 было искусственно загрязнено частицами карбонильного железа размером 6 мк. Весовая концентрация загрязнения равнялась 5 мг!л. Микрофотография пробы загрязненного масла, взятого на входе в очиститель, показана на рис. 6.
На этом рисунке видно, что часть частиц размером 6 мк слиплась в более крупные частицы (на рис. 6—8 одно деление шкалы равно 5 мк).
Давление масла на входе в очиститель составляло 3,8 кПсм?, температура масла была 24° С, а расход его через очиститель —■ 4,1 л! мин.
ИО
Рис. 6. Микрофотография пробы искусственно загрязненного масла
АМГ-10
Рис. 7. Микрофотография пробы очищенного масла АМГ-10 (скорость ротора 15 000 об!мин)
Во время испытаний ротор очистителя приводился во враще* ние с различной угловой скоростью.
Рис. 8. Микрофотография пробы очищенного масла АМГ-10 (скорость ротора 30 000 об/лши)Рис. 8. Микрофотография пробы очищенного масла АМГ-10 (скорость ротора 30 000 об/лши)
Рис. 8. Микрофотография пробы очищенного масла АМГ-10 (скорость ротора 30 000 об/лши)
Рис. 8. Микрофотография пробы очищенного масла АМГ-10 (скорость ротора 30 000 об/лши)
При 15 000 об!мин очиститель не обладал еще высокой эффективностью, что видно по микрофотографии пробы масла, приве-При 15 000 об!мин очиститель не обладал еще высокой эффективностью, что видно по микрофотографии пробы масла, приве-Рис. 9. Зависимость потребляемой мощности от числа оборотов ротора:Рис. 9. Зависимость потребляемой мощности от числа оборотов ротора:/ — полностью собранный работающий очиститель (ротор заполнен маслом АМТ-10); 2 — собранный очиститель с сухим ротором; <3 — редуктор (без ротора)/ — полностью собранный работающий очиститель (ротор заполнен маслом АМТ-10); 2 — собранный очиститель с сухим ротором; <3 — редуктор (без ротора)
При 15 000 об!мин очиститель не обладал еще высокой эффективностью, что видно по микрофотографии пробы масла, приве-
При 15 000 об!мин очиститель не обладал еще высокой эффективностью, что видно по микрофотографии пробы масла, приве-
Рис. 9. Зависимость потребляемой мощности от числа оборотов ротора:
Рис. 9. Зависимость потребляемой мощности от числа оборотов ротора:
/ — полностью собранный работающий очиститель (ротор заполнен маслом АМТ-10); 2 — собранный очиститель с сухим ротором; <3 — редуктор (без ротора)
/ — полностью собранный работающий очиститель (ротор заполнен маслом АМТ-10); 2 — собранный очиститель с сухим ротором; <3 — редуктор (без ротора)
денной на рис. 7. Это объясняется частично тем, что проба масла после очистителя была взята на режиме разгона ротора, когда масло еще не успело полностью раскрутиться.
При 30000 об!мин очиститель достаточно эффективно очищает масло от шестимикронных частиц карбонильного железа (рис. 8).
Центробежный очиститель имеет небольшое гидравлическое сопротивление, величина которого не превосходит 3,5 кПсмй при максимальном числе оборотов.
Следует, однако, отметить, что в случае установки крыльчатки 7 для раскручивания жидкости в роторе (см. рис. 3) гидравлическое сопротивление может
возрасти (особенно из-за ошибок в углах установки лопастей крыльчатки).
Зависимость потребной мощности от числа оборотов ротора очистителя, показанного на рис. 3, приведена на рис. 9.
Одноступенчатый редуктор очистителя без нагрузки при 25 000 об! мин выходного вала поглощает около 1 кет мощности.
Полностью собранный очиститель с расходом масла АМГ-10 20 л!мин при 15 000 об!мин потребляет немногим более 1,5 кет. С увеличением числа оборотов ротора потребляемая мощность возрастает. Это является большим недостатком центробежных очистителей с активным приводом ротора. Отмеченный недостаток нетрудно устранить, если отказаться от применения торцовых уплотнений ротора и заменить их армированными резиновыми манжетами с пружиной.
Манжеты из специальной резины марки ИРП 1305 можно использовать при окружной скорости вала в месте уплотнения до 40 м!сек.
Имеются и другие пути совершенствования конструкции цен- Tnn^yWU'LIY ЛиИГТИТРГТРИ WIT ТТН’ЛРТН /гм тябгтптЛ
Совершенствование конструкции позволит довести тонкость очистки жидкостей с помощью центробежных очистителей до 2— 3 мк при одновременном снижении стоимости очистителей и резком увеличении эксплуатационных характеристик.
Основные направления совершенствования конструкции центробежных очистителен жидкости
Важнейшие конструкторские задачи
Пути решения задач
Упрощение конструкции и повышение ее надежности
Широкое применение пластмасс
Уменьшение количества вращающихся деталей
Уменьшение количества энергии, потребляемой на вращение ротора очистителя
Обеспечение герметичности ротора без применения торцовых уплотнений
Вакуумирование герметичного статора
Уменьшение габарита и веса очистителя
Применение высокопрочных материалов
Применение встроенно-совмещен- ного привода (электродвигателей типа «беличья клетка» и др.)
8 ВНИИГидропривод 833
ИЗ
Продолжение
Важнейшие конструкторские задачи
Пути решения задач
Повышение эффективности очистителя (повышение тонкости и степени очистки жидкости)
Увеличение угловой скорости вращения ротора до 25—30 тыс. об!мин.
Применение специальных вставок ротора (применение «циклонных» камер, спирально-камерных вставок, многокамерных роторов и т. д.)
Применение комбинированных силовых полей (применение электретов и т. д.)
Применение специальных мер с целью исключения вымывания уловленных твердых частиц из ротора (устройство застойных зон малого объема и т. д.)
Акад. АН Азерб. ССР А. М. Кулиев, канд. техн, наук Ф. Г. Сулейманова и канд. техн, наук И. И. Эльович
ПОВЫШЕНИЕ ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХ КАЧЕСТВМИНЕРАЛЬНЫХ РАБОЧИХ ЖИДКОСТЕЙГИДРОПРИВОДОВ С ПОМОЩЬЮ МНОГОФУНКЦИОНАЛЬНЫХ
ПРИСАДОК
Улучшение эксплуатационных качеств минеральных рабочих жидкостей гидропривода путем сортировки нефтей, применения эффективных методов и углубления очистки нефтяных фракций ограничивается пределами, определяемыми потенциальными свойствами нефтяного сырья.
В ряде случаев эксплуатации гидроприводов минеральным рабочим жидкостям необходимо придать такие свойства, которые не могут быть достигнуты ни одним из известных методов очистки нефтяных фракций.
Так, повышение антиокислительных, антиизносных и антикоррозионных свойств минеральных рабочих жидкостей выше пределов, обусловленных соответствующими свойствами углеводородов, входящих в состав данной фракции, невозможно.
Эффективным путем повышения ряда эксплуатационных качеств минеральных рабочих жидкостей гидропривода является введение в их состав многофункциональных присадок.
Проведенные в институте химии присадок АН Азерб. ССР (и ранее в АзНИИ НП им. Куйбышева и ИНХП АН Азерб. ССР) исследования эксплуатационных качеств ряда присадок, синтезированных под руководством акад. А. М. Кулиева, позволили наметить некоторые пути их эффективного использования в минеральных маслах, широко применяемых в качестве рабочих жидкостей гидроприводов.
Применение депрессаторов
Одним из важнейших эксплуатационных качеств минеральных рабочих жидкостей гидропривода является их низкая температура застывания.
В результате исследований были синтезированы алкиларома- Тические углеводороды различного строения, эффективно снижающие температуру застывания минеральных масел.
В 1947 г. в СССР была впервые сооружена и пущена установка для промышленного производства первого отечественного депрес- сатора (диалкилпроизводного нафталина), синтез которого был разработан А. М. Кулие- Таблица 1 вым [3 |. Снижение тем-
Наименование продуктов” ия ” я Й и иСортк12X 2 sДистиллят6014Метано-нафтеновые углеводороды . . . .171130Ароматические углеводороды001Смолистые вещества000Дистиллят12120Метано-нафтеновые углеводороды , . , .261428Ароматические углеводороды 000Смолистые вещества000Очищенный дистиллят 24428Метано-нафтеновые углеводороды . . . .281536Ароматические углеводороды 100Наименование продуктов” ия ” я Й и иСортк12X 2 sДистиллят6014Метано-нафтеновые углеводороды . . . .171130Ароматические углеводороды001Смолистые вещества000Дистиллят12120Метано-нафтеновые углеводороды , . , .261428Ароматические углеводороды 000Смолистые вещества000Очищенный дистиллят 24428Метано-нафтеновые углеводороды . . . .281536Ароматические углеводороды 100Депрессия различных групп углеводородов масляных фракций °CДепрессия различных групп углеводородов масляных фракций °Cпературы застывания обычно связывается с необходимостью глубокой депарафинизации масел. Однако в связи с тем, что введением де- прессаторов можно получить одинаковый с депарафинизацией эффект при значительно меньших затратах, применение депрессаторов в качестве компонентов многофункциональных смесей присадок для рабочих жидкостей гидропривода представляет практический интерес.
Наименование продуктов
” и
я ” я Й и и
Сорт
к
12
X 2 s
Дистиллят
6
0
14
Метано-нафтеновые углеводороды . . . .
17
11
30
Ароматические углеводороды
0
0
1
Смолистые вещества
0
0
0
Дистиллят
12
1
20
Метано-нафтеновые углеводороды , . , .
26
14
28
Ароматические углеводороды
0
0
0
Смолистые вещества
0
0
0
Очищенный дистиллят
24
4
28
Метано-нафтеновые углеводороды . . . .
28
15
36
Ароматические углеводороды
1
0
0
Наименование продуктов
” и
я ” я Й и и
Сорт
к
12
X 2 s
Дистиллят
6
0
14
Метано-нафтеновые углеводороды . . . .
17
11
30
Ароматические углеводороды
0
0
1
Смолистые вещества
0
0
0
Дистиллят
12
1
20
Метано-нафтеновые углеводороды , . , .
26
14
28
Ароматические углеводороды
0
0
0
Смолистые вещества
0
0
0
Очищенный дистиллят
24
4
28
Метано-нафтеновые углеводороды . . . .
28
15
36
Ароматические углеводороды
1
0
0
Депрессия различных групп углеводородов масляных фракций °C
Депрессия различных групп углеводородов масляных фракций °C
Эффективность депрессаторов в значительной степени зависит от углеводородного, структурного и элементарного состава приме
няемых смазочных масел. В зависимости от степени очистки и углеводородного состава, содержания асфальто-смолистых веществ, ароматических и твердых парафиновых углеводородов, влияние депрессатора резко меняется. Особо нежелательным для эффективного использования депрессатора является присутствие в маслах в значительном количестве твердых парафиновых углеводородов, ароматических углеводородов и смол.
Как видно из данных, приведенных в табл. 1, наиболее высокой восприимчивостью к депрессатору обладают метано-нафтеновые углеводороды.
Очистка масляного дистиллята от смолистых веществ и ароматических углеводородов также повышает влияние на них депрессатора. Таким образом, применение депрессатора для рабочих
жидкостей, используемых в гидроприводе, позволяет расширить температурный диапазон их использования (в области низких температур окружающей среды).
Антиокислительные присадки
Высокая температура рабочей жидкости при ее циркуляции в системе, каталитическое воздействие различных металлов и сплавов, а также наличие воздуха способствуют интенсивному окислению минеральных рабочих жидкостей, что вызывает образование осадков, различного рода отложений на деталях распределительных устройств и снижает срок службы рабочей жидкости.
Незначительные добавки антиокислительных присадок к минеральным маслам, позволяющие повысить срок их службы, являются одним из эффективных путей улучшения их эксплуатационных качеств. В основном действие этих присадок сводится к обрыву цепных реакций окисления и дезактивации металлов, являющихся катализаторами окисления, путем образования на их поверхности защитной пленки.
R РПП'ГП АТРТПЫП Р ■У1ДМПиаГчТ/Г\1Л ппиплттй о итгтмип ПТАТА и LULTG присадки могут быть классифицированы следующим образом [8 J:
оксисоединения;
азотистые соединения;
сернистые и фосфористые соединения;
металлоорганические соединения;•
галоидные соединения;
соединения, содержащие элементы VI группы периодической системы.
В последнее время было установлено, что совместное применение некоторых типов антиокислительных присадок вызывает эффект взаимоусиления их свойств (синергический эффект).
Азот- и гидроксилсодержащие соединения
В работах [1 и 3] описаны синтезированные и испытанные в качестве антиокислительных присадок продукты совместной конденсации алкилфенолов и карбамида (диамида угольной кислоты) с формальдегидом [1—3].
Для синтеза продуктов конденсации были использованы алкилфенолы, отличавшиеся друг от друга различной длиной и количеством боковых цепей, различной степенью разветвленности и расположением боковых цепей общей формулы СпН2П-14^Оз.
При определении влияния этих присадок на стабильность масел по методу ВТИ было установлено, что после окисления трансформаторного масла с 0,005—0,3% различных продуктов конденсации можно добиться снижения количества осадка от 0,07 до 0,012% и кислотного числа окисленного масла от 0,24 до 0,03 мг КОН.
Аналогичные результаты были получены и при добавке синтезированных присадок к турбинному маслу Л и УТ, а также к маслу Д-11 селективной очистки. Полученные соединения имеют преимущество перед известными антиокислителями (параоксидифениламином, фенил-а-нафтиламином, а- и Р-нафтолом) ввиду их простоты и дешевизны производства, а также вследствие их более высоких антиокислительных свойств.
На базе промышленного алкилфенола, используемого для получения различных алкилфенольных присадок, была синтезирована присадка АзНИИ-11, которая при добавлении к маслам МК-6, МК-8 и трансформаторному в количестве 0,10% оказалась более эффективной, чем такие известные антиокислительные присадки, как ионол и параоксидифениламин. При применении присадки АзНИИ-11 почти вдвое снижается осадок и кислотное число масла после окисления [4].
Кроме того, эта присадка не теряет своего стабилизирующего действия при температурах порядка 150° С и выше.
При конденсации алкилфенолов с некоторыми производными альдегидов были получены соединения, которые испытывались в качестве антиокислительных присадок к маслам МК-8, турбинному и трансформаторному.
Результаты проведенных испытаний позволили установить, что наиболее высокой антиокислительной эффективностью обладает продукт конденсации п-трет-октилфенола с фурфурамидом, а также продукт конденсации промышленного алкилфенола с фур- фуроламидом (присадка АзНИИ-11ф) [4]. Эта присадка наиболее эффективна при добавлении к маслу в количестве 1%.
Присадки, содержащие серу и фосфор
Из соединений этого типа наиболее широкое промышленное использование получила присадка АзНИИ-10, представляющая собой продукт конденсации сульфидалкилфенола с монохлоран- гидридом алкилфенил-фосфорной кислоты. Присадка содержит около 3% серы и 5—6% фосфора.
Антиокислительные свойства этой присадки описаны в литературе [5].
Кроме того, были исследованы антиокислительные свойства ряда присадок, синтезированных на базе продуктов конденсации алкилфенолов с н-бутилуретаном (ИНХП-35а).
Как видно из приводимых в табл. 2 данных, увеличение концентрации присадки резко снижает количество кислых продуктов окисления, вследствие чего улучшаются антикоррозионные свойства масел в присутствии катализатора—нафтената меди при испытании по методу НАМИ. Данные показывают влияние этих соединений на эффективное торможение образования продуктов окисления, обладающих коррозионными свойствами.
Таблица 2Таблица 2Результаты окисления по методуНАМИ на приборе ДК-2Результаты окисления по методуНАМИ на приборе ДК-2Испытуемые образцыИспытуемые образцыД-11+1 % ИНХП-35аД-11+3% ИНХП-35аД-11+4% ИНХП-35аД-11+1 % ИНХП-35аД-11+3% ИНХП-35аД-11+4% ИНХП-35аИспытуемые образцыо = -^S 5Й Д о й<и 5 «Ki й У g О ОМ О у s к л мФС § Н clloПоказатели окисленного масла после 50 ч1“Э- 5СиИк ояОД-11+0,3% ИНХП-1551,854,36,02Д-11 + 1 % ИНХП-АФА0,7585,612,09Д-11 + 1,5% ИНХП-385,8511,74,65Д-11+2% ИНХП-381,2514,14,72Испытуемые образцыо = -^S 5Й Д о й<и 5 «Ki й У g О ОМ О у s к л мФС § Н clloПоказатели окисленного масла после 50 ч1“Э- 5СиИк ояОД-11+0,3% ИНХП-1551,854,36,02Д-11 + 1 % ИНХП-АФА0,7585,612,09Д-11 + 1,5% ИНХП-385,8511,74,65Д-11+2% ИНХП-381,2514,14,72214,9 8,0 0214,9 8,0 0Таблица 3Действие антиокислительных присадокТаблица 3Действие антиокислительных присадок
Таблица 2
Таблица 2
Результаты окисления по методуНАМИ на приборе ДК-2
Результаты окисления по методуНАМИ на приборе ДК-2
Испытуемые образцы
Испытуемые образцы
Д-11+1 % ИНХП-35а
Д-11+3% ИНХП-35а
Д-11+4% ИНХП-35а
Д-11+1 % ИНХП-35а
Д-11+3% ИНХП-35а
Д-11+4% ИНХП-35а
Испытуемые образцы
о = -^
S 5Й Д о й<и 5 «Ki й У g О О
М О у s к л м
ФС § Н cllo
Показатели окисленного масла после 50 ч
1“
Э- 5
Си
И
к о
я
О
Д-11+0,3% ИНХП-155
1,8
54,3
6,02
Д-11 + 1 % ИНХП-АФА
0,75
85,6
12,09
Д-11 + 1,5% ИНХП-38
5,85
11,7
4,65
Д-11+2% ИНХП-38
1,25
14,1
4,72
Испытуемые образцы
о = -^
S 5Й Д о й<и 5 «Ki й У g О О
М О у s к л м
ФС § Н cllo
Показатели окисленного масла после 50 ч
1“
Э- 5
Си
И
к о
я
О
Д-11+0,3% ИНХП-155
1,8
54,3
6,02
Д-11 + 1 % ИНХП-АФА
0,75
85,6
12,09
Д-11 + 1,5% ИНХП-38
5,85
11,7
4,65
Д-11+2% ИНХП-38
1,25
14,1
4,72
214,9 8,0 0
214,9 8,0 0
Таблица 3
Действие антиокислительных присадок
Таблица 3
Действие антиокислительных присадок
Известно, что коррозионная агрессивность масел определяется в основном интенсивностью их окисления и характером образующихся при этом продуктов окисления.
С этой точки зрения для оценки антиокислительной эффективности присадок использовался метод К. С. Рамайя с нафтенатом меди, применяемым в качестве катализатора.
Интересно отметить, что продукты конденсации изобутилфенола, н-бутилуретана с формальдегидом, обработанные P2S5, обладают хорошей совместимостью с сульфонатами кальция, обладающими, как известно, свойствами высокой поверхностной активности.
В качестве антиокислительных присадок к маслу Д-11 были испытаны также и некоторые соединения, показавшие высокую эффективность при высоких температурах окисления (200° С).
Результаты этих испытаний приводятся в табл. 3.
Окисление велось в аппарате ДК-2.
Металлоорганические соединения
Незначительные добавки присадки ПМС-200А, представляющей . собой полиметилсилоксановую жидкость, как это видно из данных, приведенных в табл. 4, оказываются более эффективными на масле из сернистых нефтей.
Такое различие может быть объяснено углеводородным составом основы (табл. 5) и главным образом содержанием легких ароматических соединений.
Антнокислительная эффективность присадки поли метилсилоксановой жидкости (ПМС)
Тип основы
Концентрация в %
Изменение веса свинцовой пластинки при окислении с катализатором в г/м2
Стабильность при окислении по НАМИ
Приращение
вязкости
Осадок в %
Основа из сернистых
0,005
160,0
62,6
0,35
нефтей
0,01
153,6
65,4
0,56
0,02
178,9
71,9
0,53
Основа из бессернистых
0,005
202,5
85,4
6,2
нефтей
0,01
207,7
94,3
6,4
0,02
234,3
В 3 раза
8,9
Таблица 5
Углеводородный состав основы масел
Тип основы
Группы углеводородов
Выход В %
Молекулярный вес
Среднее число колец в моле-
Основа из сернистых нефтей Востока
Метано-нафтеновые
Ароматические легкие
Ароматические средние
Смолистые вещества
60,5 21,0
15,0
2,5
428,6 470,0
450,0
520,0
1,8
1,8
2,8
Основа из бессернистых нефтей Апшерона
Метано- нафтеновые
Ароматические легкие
Ароматические средние
Смолистые вещества
67,5
15,8
13,9
2,75
411,2 415,0
395
520
2,5
1,8
2,7
Вязкостные присадки
Одним из важнейших эксплуатационных средств рабочей жидкости в гидроприводе является ее вязкостно-температурная характеристика.
В качестве вязкостных присадок обычно применяют различные высокомолекулярные соединения, к числу которых относятся полиизобутилены, полиметакрилаты, поливиниловые эфиры, воль- толи и др.
Были разработаны методы получения вязкостных присадок путем сополимеризации изобутилена со стиролом, в результате 120
чего получены сополимеры, имеющие молекулярный вес порядка 6200—13 200.
При добавлении 3% различных образцов синтезированных сополимеров индекс вязкости исходного масла повышается от 56 до 130—145, а вязкость его при 100° С увеличивается от 2,78 до 4,2—5,2 сст. Загущением масла, полученного из смеси апшеронских нефтей (v50 = 41,83 сст, v100 = 7,59 сст) и 1,5% сополимера, можно получить масло с вязкостью 10,12 сст при 100° С. При этом индекс вязкости повышается от 55,95 до 78,30.
Преимуществом полученных сополимеров по сравнению с выпускаемым промышленностью полиизобутиленом со средним молекулярным весом 20 000—25 000 является их большая деполимери- зационная устойчивость.
Инициирование и развитие реакции, приводящей к деструкции полимеров, растворенных в минеральных маслах, обусловливается главным образом характером внешнего воздействия и структурой полимера.
В качестве основных факторов внешнего воздействия могут быть указаны физико-механические (термическая и механическая деструкция) и химические.
Не вдаваясь в особенности характера протекания реакций деполимеризации при различных случаях воздействия внешней среды, укажем, что при применении минеральных рабочих жидкостей гидроприводов, загущенных полимерными присадками, могут иметь место сложные условия взаимодействия указанных выше факторов. Повышение температуры рабочей жидкости, являющееся само по себе наиболее общим инициирующим фактором, способствует, например, и интенсификации химического воздействия, повышая скорость окисления. Контактные эффекты, способствующие явлению механической деструкции, являются также и источниками окислительного воздействия на растворы полимеров.
Попадание воды в рабочую жидкость способствует химической деструкции полимеров.
И, наконец, высокие градиенты скорости в различного рода дроссельных устройствах гидравлических систем также вызывают разрыв полимерных цепей. Все это приводит к обратимому или необратимому снижению вязкости растворов полимеров в минеральных маслах или, как часто говорят, к их деполимеризации.
Структура полимера, наличие неустойчивых связей или активных групп определяют возможность инициирования реакции деструкции, а также направление и интенсивность развития кинетической цепи.
Как природа реакций деструкции, так и их направление и интенсивность протекания могут быть изменены не только за счет изменения строения полимеров, но и за счет введения в раствор полимеров стабилизирующих присадок,
В связи с этим были исследованы характер и интенсивность процессов деструкции растворов полимеров в минеральных маслах и стабилизирующее действие некоторых присадок на эти процессы.
Устойчивость растворов полимеров в маслах оценивалась по изменению их вязкости после 15 мин, 1, 2, 3 и 4 ч работы на установке, представляющей собой два концентрических цилиндра, один из которых неподвижен.
Испытания проводились при градиентах скорости от 9000 до 14 000 Мсек, и температуре масла 60—80° С. Было установлено, что сополимеры изобутилена со стиролом в меньшей степени подвержены деструкции, чем товарный полиизобутилен.
При введении стабилизирующих присадок, например сульфоната бария, степень деструкции уменьшается.
Аналогичный эффект дает и присадка АзНИИ-10.
Антиизносные и антизадирные присадки
Надежность и долговечность работы гидросистем в значительной степени определяется способностью применяемых в них рабочих жидкостей способствовать снижению износа трущихся поверхностей и предотвращению их заедания. Износ шестеренчатых масляных насосов и прецизионных пар деталей регулирования и управления оказывает существенное влияние на производительность насосов и вызывает излишние потери мощности вследствие значительных утечек через образующиеся при износе неплотности. Известна методика, служащая для оценки способности масла обеспечить надежную работу шестеренчатых насосов.
Эта методика предусматривает определение весового износа деталей насосов после их работы на испытуемом масле в течение 680 ч.
Для более быстрого и надежного определения влияния присадок к минеральным маслам на их смазывающую способность используется машина для испытания на износ типа МИ, реконструированная применительно к условиям, характерным для машин трения, на которых ведутся испытания смазочных масел. Испытуемые пары трения, представляющие собой цилиндрические образцы, крепятся соответственно на вращающемся верхнем и неподвижном нижнем шпинделях.
Испытуемое масло с присадкой заливается в масляный стакан, где нагревается до 90° С и подается в масляную коробку, в которой вращается нижняя обойма. Из коробки масло при помощи шестеренчатого насоса, имеющего привод от вала машины трения, вновь поступает в стакан. Температура масла, поступающего на трущиеся пары, остается постоянной и измеряется при помощи термопары, подсоединенной к потенциометру.
Основные показатели смазывающей способности определяются
следующим образом. На испытуемом масле проводится семь опытов длительностью 1, 10, 20, 30, 40, 50 и 60 мин. Нагрузка на трущиеся образцы составляет 150 кГ, скорость вращения обоймы 200 об!мин. По ширине следов трения после каждого опыта подсчитываются значения объемного износа.
При нормальной предварительной приработке испытуемых образцов зависимость весового износа от времени линейна. В этом случае интенсивность износа определяется тангенсом угла наклона линии износа g = g0 + kt и находится условная величина начального износа g0 при заданной нагрузке. Износ кольца d0, соответствующий начальному весовому износу, очевидно, будет представлять собой некоторую величину следа трения в начале приложения нагрузки Р.
Отношение этой нагрузки к площади контакта F = dol, где I — ширина испытуемого цилиндрического образца, дает показатель, характеризующий начальную несущую способность смазочной пленки при данной нагрузке. В табл. 6 приводятся данные, характеризующие смазывающую способность ряда товарных масел, определенную по этому методу.
Смазывающая способность масел
Таблица 6
Масло
Интенсивность износа К в мг)ч
Начальный след трения d0 в мм
Начальная прочность масляной пленки Со в кГ/см-
СУ
2,24
0,66
2350
АС-9,5
1,61
0,70
2120
ДС-11
1,64
0,57
2630
АК-15
0,81
0,43
3500
МК-22
1,13
0,49
3160
Вискозины селективной очистки
из балаханской нефти
0,46
0,41
3765
Введение в минеральные масла различных присадок резко снижает интенсивность износа. Так, добавка присадки ИНХП-15 к маслу ДС-11 снижает интенсивность до 0,143 мг!ч. Та же присадка, синтезированная с серой, доводит величину интенсивности износа до 0,125—0,135 мг!ч, а с азотом — до 0,118 мг!ч.
Антизадирные свойства присадок к маслам определялись по ГОСТу 9490—60. Проведенные испытания показали, что все масла без присадок имеют значения ОПИ не более 20—25.
Введение антиизносных присадок вызывает повышение и анти- задирных свойств. Наиболее эффективной в этом отношении оказалась присадка ИНХП-30 (табл. 7).
Табл и.ц а 7
Антиизносные и антнзаднрные свойства присадки ИНХП-30
Испытуемые образцы
ОПИ
<у0 в кГ!см-
К в мг/ч
dQ в мм
Масло с 4% смеси
ИНХП-15 и ИНХП-30 (5: 1)
48,8
3730
0,52
0,4
Масло с 2% ИНХП-30
90,2
2680
0,87
0,56
Масло с 1% ИНХП-15+3% ИНХП-30
98,8
2850
0,63
0,39
Антикоррозионные присадки
Эффективными антикоррозионными добавками (табл. 8) являются присадки ИНХП-30, ИНХП-31, ИНХП-32, ИНХП-36 и др. Они снижают коррозию металлов как в обычных условиях, так и во влажной среде.
Испытуемые образцыКоррозия, оцениваемая по потере веса пластин, в г/м2стальных во влажной средесвинцо-Исходное масло—106,25То же, с присадкой: ИНХП-30; 0,5%Отсутствует44,75 5,00■ ИНХП-30; 3%То жеОтсутствуетИНХП-30; 5%»54,8ИНХП-32,7%»ОтсутствуетИНХП-46,3%»11,7ИНХП-31,5% продуктов конденсации окиси олефинов со спиртами отработанных P2S5 2%»0,35То же, 3%»ОтсутствуетИспытуемые образцыКоррозия, оцениваемая по потере веса пластин, в г/м2стальных во влажной средесвинцо-Исходное масло—106,25То же, с присадкой: ИНХП-30; 0,5%Отсутствует44,75 5,00■ ИНХП-30; 3%То жеОтсутствуетИНХП-30; 5%»54,8ИНХП-32,7%»ОтсутствуетИНХП-46,3%»11,7ИНХП-31,5% продуктов конденсации окиси олефинов со спиртами отработанных P2S5 2%»0,35То же, 3%»ОтсутствуетТаблица 8Таблица 8Антикоррозионная эффективность присадокАнтикоррозионная эффективность присадокПолифункциональныесвойства некоторыхприсадок
Испытуемые образцы
Коррозия, оцениваемая по потере веса пластин, в г/м2
стальных во влажной среде
свинцо-
Исходное масло
—
106,25
То же, с присадкой: ИНХП-30; 0,5%
Отсутствует
44,75 5,00
■ ИНХП-30; 3%
То же
Отсутствует
ИНХП-30; 5%
»
54,8
ИНХП-32,7%
»
Отсутствует
ИНХП-46,3%
»
11,7
ИНХП-31,5% продуктов конденсации окиси олефинов со спиртами отработанных P2S5 2%
»
0,35
То же, 3%
»
Отсутствует
Испытуемые образцы
Коррозия, оцениваемая по потере веса пластин, в г/м2
стальных во влажной среде
свинцо-
Исходное масло
—
106,25
То же, с присадкой: ИНХП-30; 0,5%
Отсутствует
44,75 5,00
■ ИНХП-30; 3%
То же
Отсутствует
ИНХП-30; 5%
»
54,8
ИНХП-32,7%
»
Отсутствует
ИНХП-46,3%
»
11,7
ИНХП-31,5% продуктов конденсации окиси олефинов со спиртами отработанных P2S5 2%
»
0,35
То же, 3%
»
Отсутствует
Таблица 8
Таблица 8
Антикоррозионная эффективность присадок
Антикоррозионная эффективность присадок
Некоторые типы присадок характеризуются эффективным сочетанием ряда функциональных свойств. К таким присадкам относятся, например, депрессаторы, представляющие полимерные сложные эфиры метакриловой кислоты и высших спиртов [6, 7 ], которые одновременное депрессорными свойствами обладают способностью повышать индекс вязкости масел. Целый ряд антииз- носных присадок обладают антиокислительной способностью (присадки АзНИИ-10, Л3-23к и ИНХП-30).
Присадка ИНХП-30 характеризуется также и антикоррозионной эффективностью.
ЛИТЕРАТУРА
Абди нова А. Б., К У л иев А. М. иЗейналова Г. А. Азербайджанское — «Нефтяное хозяйство», 1958, № 4, стр. 35.
Венцель С. В. Контактный эффект как фактор окисления масла. «Изв. АН СССР. ОТИ». 1955, № 7.
Кулиев А. М., АбдиноваА. Б..Зейналова Г. А. и Ор уд - ж е в а И. М. Азербайджанский Химический журнал, 1959, № 4, стр. 15.
Кулиев А. М.,Зейналов а Г. А. иАбдинова А. Б. Присадки к маслам и топливам. Сб. Синтез и исследования антиокислительных присадок для энергетических и других масел. М., Гостоптехиздат, 1961.
К У л и е в А. М. Присадки к маслам. Баку, Азернефтиздат, 1961.
Brunson Н. A., U. S. Patent 2091627, August 1937, U. S. Patent 2100993, november, 1937.
Neher H. T., H о 1 1 a n d e r C. S. U. S. Patent 2114233, april, 1938.
F e n s k e M. R. etal. And. Eng. Chem. 33, 516, 1941.
Канд, техн, наук Г. Л. Никитин
О НЕКОТОРЫХ ОСОБЕННОСТЯХ ТЕЧЕНИЯ ЖИДКОСТИЧЕРЕЗ ЗАЗОРЫ МИКРОННЫХ РАЗМЕРОВ
Выявление закономерностей течения капельной жидкости через зазоры микронных размеров представляет значительный практический интерес, так как во многих гидравлических агрегатах уплотнение подвижных деталей осуществляется за счет малых зазоров. Так обстоит дело с уплотнением плунжеров в цилиндрах насосов и в гильзах распределителей, золотников в корпусах предохранительных переливных клапанов и регуляторах давления.
Утечка (расход) жидкости Q, находящейся под действием перепада давления Ар, через щель определяется обычно по известным формулам Гагена—Пуазейля. Так, для плоской щели утечка может быть найдена по формуле
~ ВДрА3
V ~ 12ц/ ’
аналогично для концентричного зазора между плунжером и гильзой — по формуле
~ ndh3 Ар
У 12ц/ и для круглого отверстия
плД рг3
48ц/ ’
где В и nd — ширина щели;
/ — длина щели;
h — высота щели;
ц — вязкость жидкости;
d
Г = "2радиус.
Стремление иметь малые утечки закономерно ведет к уменьшению зазора h между сопрягаемыми деталями; это особенно важно в гидроагрегатах, предназначенных для работы с высоким давлением.
126
В настоящее время величина зазоров в гидравлических агрегатах колеблется в пределах 5—20 мк.
Течение жидкости через подобные зазоры имеет одну отличительную особенность, которая не учтена формулой Пуазейля; обычно утечка, начинаясь довольно большим потоком, уменьшается за несколько десятков секунд.
В качестве примера, иллюстрирующего сказанное, на рис. 1 приведены результаты проливки стандартно чистой жидкости АМГ-10 (ГОСТ 6794—53) и керосина через плоские щели разме-
Рис. 1. Характеристика течения жидкости через плоскую щель высотой 10 мк при / = 20° С:
а — жидкость АМГ-10 (Ар = 10 кГ^см^; б — керосин (Ар = 20 кГ/см2)
ром 1,8 X 1,7 мм и высотой 10 мк. Как видно из графиков, расход через щель после повышения давления до рабочего быстро уменьшается. При течении жидкости происходит как бы заращивание щели, уменьшение ее проходного сечения. Это явление получило название облитерации капиллярной щели.
Интенсивность уменьшения расхода зависит от ряда малоизученных факторов, таких, как размер живого сечения щели, размер и концентрация механических частиц, загрязняющих жидкость, тип рабочей жидкости, физико-химические свойства материала стенок канала и т. п.
Изучением закономерностей течения жидкости через каналы микронных размеров занимались Т. М. Башта, В. А. Лещенко [2 и 4] и И. И. Кичин, однако и до сего времени теория истечения через щели малых размеров еще далека от исчерпывающего завершения. Почти нет числовых значений физических констант, относящихся к облитерации щели при течении через нее различных жидкостей; рассуждения о течении носят в основном качественный характер. В развитии количественной теории имеются
большие трудности, связанные прежде всего с недостаточной изученностью структуры и свойств граничных полимолекулярных пленок, с зависимостью расхода от большого числа параметров, изменение которых трудно учесть при расчетах, и, наконец, имеются трудности чисто технического характера: сложность изготовления геометрически правильных щелей микронных размеров, трудность очистки жидкости от механических включений, трудность точного замера малых рас
ходов жидкости и пр.
Работы по изучению закономерностей течения жидкости через капиллярные зазоры и щели были начаты в лаборатории гидроприводов Киевского института ГВФ. Для проведения экспериментов был спроектирован и изготовлен стенд, который позволял проводить опыты с давлением 5— 200 кПсек?. Жидкость, подводимая к опытному образцу, отделялась от жидкости, циркулирующей в основной системе, при помощи разделителя, в качестве которого использовался гидроаккумулятор. Это позволило производить проливку разных жидкостей с различной степенью фильтрации без замены масла в основной системе.
Кроме того, во время испытаний Рис. 2. Образец с плоской щелью при такой конструкции стенда значительно упрощалась возможность получения стабильной температуры рабочей жидкости.
Образцы двух видов были изготовлены из стали, алюминия, бронзы и латуни с круглыми отверстиями различного диаметра 0,03—0,5 мм и с разъемными плоскими щелями (рис. 2). Плоская щель образовывалась при соединении двух деталей: верхней с плоским основанием и штуцером для подвода жидкости под давлением и нижней с выфрезерованным, а затем тщательно обработанным до требуемого размера четырехугольным пазом. Размеры 24 плоских щелей у испытываемых образцов были различны по высоте, ширине и длине: высота была получена равной 2, 4, 6, 8, 10, 12, 14, 16, 22 и 64 мк, ширина и длина 1,8—30 мм.
Перед каждой проливкой образцы тщательно очищали от посторонних частиц: круглые отверстия продували сжатым воздухом, плоские щели разбирали и плоскости разъема промывали бензином и продували сжатым воздухом.
новый метод измерения и скон- в настоящее время используютсяновый метод измерения и скон- в настоящее время используются0100020003000 TCP*0100020003000 TCP*Рис. 3. Характер изменения относительного расхода жидкости АМГ-10 в зависимости от размера щелиРис. 3. Характер изменения относительного расхода жидкости АМГ-10 в зависимости от размера щели
новый метод измерения и скон- в настоящее время используются
новый метод измерения и скон- в настоящее время используются
0100020003000 TCP*
0100020003000 TCP*
Рис. 3. Характер изменения относительного расхода жидкости АМГ-10 в зависимости от размера щели
Рис. 3. Характер изменения относительного расхода жидкости АМГ-10 в зависимости от размера щели
Измерение малых расходов жидкости порядка 0,01 см3/мин представляет значительную техническую трудность, поскольку серийные приборы, позволяющие непрерывно измерять подобный расход, отсутствуют; измерение же расхода существующими методами, т. е. путем взвешивания и подсчета капель, трудоемко и в то же время дает большую погрешность.
В результате изыскания средств измерения малых расходов
в лаборатории был разработан струированы приборы, которые при исследованиях.
Один из этих приборов позволял, например, измерять расход от 0,002 см31мин (т. е. расход, равный одной капле жидкости за 20 лшн) до 30 см3!мин с высокой точностью через определенные, устанавливаемые испытателем интервалы времени.
При экспериментах через щели проливали жидкость АМГ-10, керосин и веретенное масло, стандартно чис*гые в соответствии с ГОСТ и очищаемые серийными фильтрами и специальными фильтрами тонкой очистки.
Решающее влияние на уменьшение расхода при течении жидкости оказывает, по-видимому, размер щели. При некотором достаточно большом размере щели уменьшения расхода не происходит или происходит столь незначительное, что облитерация практически не влияет на расход. В этом случае величина расхода может быть определена по формуле Пуазейля. При проливке через щели меньшего размера расход всегда со временем уменьшался. На рис. 3 приведены результаты проливки стандартно чистой жидкости АМГ-10 через плоские щели. На оси абсцисс показано время непрерывной проливки, на оси ординат — значение относительного расхода -/г-, представляющего собой отношение фактического расхода Q^ к расходу, замеренному в начале проливки QH. Из графика на рис. 3 следует, что у щелей размером, превышающим 22 мк, расход со временем не уменьшается; щели размером 15 и 10 мк заращиваются.
При проливке через круглые отверстия жидкости АМГ-10 и керосина, очищаемых десятимикронными бумажными фильтрами, устойчивый характер течения в диапазоне давлений 10—600 кПсм3 был получен у образцов с отверстиями диаметром, превышающим 0,2 мм. При меньшем диаметре отверстий характер первоначаль-
1291299 ВНИИГидропривод 833
129
129
ного течения нарушался, расход ступенями уменьшался и за несколько минут течение прекращалось совсем (рис. 4, а и б).
Результаты опытов показали, что интенсивность уменьшения расхода увеличивается с повышением перепада давления жидкости (рис. 5). Оказалось также, что расход уменьшается в начале проливки более интенсивно, чем в последующее время. В некоторых случаях через определенное время величина расхода стабилизировалась, но в большинстве случаев расход уменьшался до нуля.
иа
Рис. 4. Характер течения жидкости АМГ-10 через круглые каналы: а — диаметром 0,25 мм, L = 3,0 мм; б — диаметром 0,10 мм, L = 1,5 мм
В результате опытов также установлено, что перемещение подвижных деталей, образующих щель, приводит к повышению расхода вплоть до первоначального, после чего процесс уменьшения расхода неизменно повторяется. Для стабилизации расхода при течении жидкости через зазор, образованный плунжером и гильзой, одной из деталей пары следует сообщить вращательное или поступательное движение. При осциллирующих колебаниях плунжера с частотой 20 гц и амплитудой примерно 0,5 мм при радиальном зазоре около 10 мк мы получили стабильный расход во всей области взятых давлений (рис. 6).
Интересная картина течения была получена при изменении перепада давления у плоской щели (рис. 7) высотой 9 мк. Течение началось при перепаде давления 100 кГ/см?, как и обычно; расход при этом начал плавно уменьшаться; через час давление было увеличено до 120 кПсм?. Это привело к резкому увеличению расхода, после чего снова щель начала заращиваться. Подобная картина наблюдалась и при увеличении перепада до 140, а затем и до 160 кГ/см?. По-видимому, прочность наслоений, приводящих к заращиванию щели, пропорциональна перепаду давлений. 130
Рис. 5. Зависимость относительной величины расходаРис. 5. Зависимость относительной величины расходааа
Рис. 5. Зависимость относительной величины расхода
Рис. 5. Зависимость относительной величины расхода
а
а
жидкости АМГ-10 от времени т (в сек) для различных пере-падов давлений (размер щели 10 juk);
Рис. 6. Влияние осциллирующихдвижений золотника на расходчерез зазор:
1 — расход для неподвижных дета-лей; 2 —расход при осциллированииплунжера в гильзе
Было высказано предположение, что основной причиной облитерации щели является наличие загрязнений в жидкости. Для выявления концентрации загрязнений и размеров частиц, находящихся в жидкости, были проведены специальные исследования по методике П. Белянина и Ж. Черненко [3]. Анализу подверглись пробы стандартно чистой жидкости, а также жидкостей из гидравлических систем самолетов и различных машин. Для этой цели использовался микроскоп МИМ-7 с фотонасадками.
Рис. 7. Характер измерения расхода жидкости через плоскую щель при изменении перепада давления
На рис. 8 приведены типовые микрофотографии проб стандартно чистой жидкости АМГ-10 (рис. 8, а); жидкости из системы с-бумажными фильтрами тонкой очистки, способными удерживать твердые частицы размером, превышающим 10—12 мк (рис. 8, б), и жидкости из системы с фильтрам!? проволочного типа, способными отфильтровывать частицы величиной более 0,033—0,05 жж. Данные о количестве и размерах частиц, находящихся в 1 см? указанных проб жидкостей, приведены в таблице.
Приведенный анализ жидкостей показывает, что размеры не- отфильтрованных частиц находятся в диапазоне 0—75 жк со смещением в количественном отношении в сторону мелких фракций, т. е. соизмеримы с размерами зазоров в плунжерных парах.
Основная масса частиц в жидкости находится во взвешенном состоянии, имеет ничтожную скорость осаждения и движется 132
вместе с жидкостью. Задерживаясь в узких каналах, частицы постепенно уменьшают их живое сечение и приводят к уменьшению расхода. Чем больше загрязнена жидкость, тем быстрее происходит заращивание щели.
Рис. 8. Микрофотографии проб жидкости (размер ячейки в свету 50 .ик):
а — стандартно чистая жидкость АМГ-10; б — жидкость из системы с бумажными фильтрами тонкой очистки; в — жидкость из системы с фильтрами проволочного типа
Анализ отложений на самолетных фильтрах показал, что основную часть загрязнений рабочей жидкости составляют кварц и окислы металлов (до 80%); органическая часть отложений не превышает 20—25%. Вредные загрязнения попадают в гидросистему различными путями: вместе с рабочей жидкостью (которая никогда не бывает достаточно чистой); из воздуха в виде пыли, попадающей в баки гидросистемы, через заливные горловины, систему наддува и дренажа; из-за плохой промывки деталей от полиро-
Размер частиц
Объем одной частицы в сл;3
Количество частиц в 1 см3 жидкости
Объемная концентрация в % частиц в жидкости
« о
из гидросистемы самолета
|о
из гидросистемы самолета
сх
3+1
14,1-10”12
2444
67 222
112 222
0,000003
0,000095
0,000158
5±?
65,4-10~12
888
10 555
11 555
0,000006
0,000069
0,000069
10±^
52,3 • 10—11
666
1 666
4 444
0,000035
0,000087
0,000232
15+з
17,65-Ю”10
333
222
1 666
0,000059
0,000159
0,000294
25±1°
81,6-10-10
222
222
333
0,000181
0,000181
0,000272
50+10
65,4-10 9
—
—
333
—
—
0,002180
75+10
22,05 -10 й
—
—
222
—
0,004900
Всего
4555
79 888
130 777
0,000295
0,000372
0,008105
вочных паст и микропорошков, применяемых при доводке плунжерных пар; через штоки силовых цилиндров. Кроме того, в жидкости генерируются продукты износа гидроагрегатов, особенно насосов и гидромоторов.
При анализе проб жидкости удалось установить, что, несмотря на наличие в гидросистеме фильтров для очистки масла, концентрация загрязнений после начала эксплуатации гидросистемы, как правило, быстро повышается, но через некоторое время величина ее стабилизируется. Это происходит, вероятно, потому, что в начальный период работы в результате приработки деталей наблюдается интенсивный износ контактирующих пар агрегатов и уплотнений, идет вымывание рабочей жидкостью загрязнений, внесенных в гидроагрегаты и систему в процессе изготовления и монтажа. Так, например, в гидравлических системах самолетов концентрация загрязнений стабилизируется примерно через 200 летных часов и устанавливается равной 0,002— 0,008% по объему.
Однако процесс облитерации нельзя объяснить лишь простым засорением щели механическими частицами, содержащимися в жидкости. Даже при самой тщательной фильтрации жидкости существующими доступными средствами, когда размер частиц загрязнений был заведомо меньше размера зазора, мы наблюдали уменьшение утечки.
134
Наиболее сильно облитерация проявляется у жидкостей, сложных по молекулярному составу, к которым относятся минеральные масла на нефтяной основе.
На рис. 9, а представлены опытные данные проливок жидкостей АМГ-10 и веретенного масла с одинаковой степенью очистки. Видно, что интенсивность уменьшения расхода веретенного масла значительно выше, чем жидкости АМГ-10. Интересны также результаты проливки этих же жидкостей через плоскую щель высотой 22 мк (рис. 9, б). Если при этом для жидкости АМГ-10 умень-
Рис. 9. Характер изменения относительного расхода в зависимости от типа рабочей жидкости
шение расхода со временем не наблюдалось, то расход веретенного масла плавно уменьшался и через 30 мин составлял лишь 32% от начального.
Высказывается предположение, что причиной облитерации капиллярных каналов (кроме чисто механического забивания частицами загрязнений) является наличие силового поля на поверхности твердого тела, что приводит к адсорбции на его поверхности атомов и молекул соприкасающейся с ней жидкости.
Схематически явления, происходящие в капиллярных щелях, могут быть представлены следующим образом.
При наличии перепада давления жидкость течет через щель. Металлические стенки щели, обладая поверхностной энергией, интенсивно взаимодействуют с контактирующей жидкостью и адсорбируют на своей поверхности полярно-активные молекулы последней, образуя у границы слои жидкости с особыми свойствами. А. С. Ахматов [1 ] считает, что внешнее электромагнитное поле у поверхности твердого тела распространяется на молекулы адсорбционного слоя, находящиеся на расстоянии сотен и тысяч ангстрем от твердой поверхности. При этом силовое поле, заключенное между двумя близко расположенными поверхностями, вследствие интерференции излучаемых и отражаемых волн будет
более интенсивным и будет простираться на большее расстояние, чем поле, излучаемое единичной поверхностью.
Молекулы жидкости, обладающие постоянным диполем, попадая в силовое поле, определенным образом ориентируются в нем и притягиваются к телу противоположно заряженными концами своих диполей. Вслед за образованием монослоя может происходить дальнейшая ориентация молекул. Ведь концы молекул монослоя, обращенные к жидкости, также создают силовое поле, хотя и более слабое по сравнению с полем твердого тела. Однако сила этого поля достаточна, чтобы ориентировать второй слой молекул и т. д. Так происходит"построение мультимолекулярного граничного слоя, т. е. слоя, состоящего из многих рядов. ■
При определенной толщине граничного слоя дальнейший его рост, вероятно, должен прекратиться, так как действие силового поля твердой поверхности, ограничивающего щель, ослабевает в результате экранирующего влияния близлежащих к твердой поверхности слоев полярных молекул.
Физические свойства граничных пленок жидкости, как показали исследования различных авторов, в значительной степени отличаются от свойств самой жидкости; в частности, вязкость минеральных масел вблизи границы твердого тела скачкообразно увеличивается; граничные слои способны выдерживать большую нормальную нагрузку, не разрушаясь неограниченно долго при действии тангенциальных внешних сил; в граничном слое, как в упругом теле, возникает упругая деформация сдвига и т. д. Эти свойства позволили дать определение граничному слою, как квазитвердому телу. Таким образом, при течении жидкости происходит уменьшение эффективного сечения щели в результате образования на ее поверхности прочно фиксированных адсорбционных слоев полярных молекул.
Скорость процесса напластования полярных молекул при прочих равных условиях, видимо, зависит от расхода жидкости через щель; чем больше расход, тем больше в единицу времени через щель пройдет полярно-активных молекул и адсорбируется на ее твердых поверхностях. В то же время чем больше времени жидкость протекает через щель, тем толще должны быть граничные пленки и меньше живое сечение зазора.
Указанное предположение дает возможность объяснить также причину более быстрого уменьшения расхода в начале проливки по сравнению с последующими периодами и увеличения интенсивности заращивания при повышении перепада давления, под действием которого течет жидкость.
Очевидно, что взаимные перемещения стенок каналов приводят к разрушению рыхлых пластов из ориентированных молекул и стабилизации расхода. В каналах, где относительная толщина адсорбированных слоев незначительная по сравнению с размером щели, уменьшение расхода может быть не обнаружено.
136
На основании всего изложенного можно сделать следующие выводы.
Экспериментальные исследования показывают, что расход жидкости через щели микронных размеров, уменьшаясь со временем, не подчиняется классическим законам гидродинамики и поэтому не может определяться по формуле Пуазейля.
Интенсивность уменьшения расхода зависит от перепада давления, размеров щели, типа рабочей жидкости, чистоты рабочей жидкости, температуры.
При некотором достаточно большом размере щели уменьшения расхода со временем не наблюдается. Для стандартно чистой жидкости АМГ-10 (ГОСТ 6794—53) уменьшения утечки со временем не наблюдалось для щелей высотой более 22 мк.
Для восстановления утечек (расхода) заросшей щели необходимо детали, образующие щель, привести в движение с относительным перемещением.
Уменьшение утечки жидкости со временем через капиллярные щели не наблюдается, если стенки, образующие щель, совершают относительные перемещения (колеблются с определенной частотой).
Так как расход жидкости при течении через щели микронных размеров меняется со временем, то при оценке герметичности гидроагрегатов необходимо использовать среднюю величину расхода, замеренную в течение нескольких минут. В технических условиях на испытание необходимо также оговаривать, через какое время после получения необходимого давления в агрегате следует начинать замер расхода.
Утечки при испытании следует измерять в условиях, соответствующих условиям эксплуатации агрегата, т. е. при рабочем давлении, температуре и реальной рабочей жидкости.
ЛИТЕРАТУРА
А х м ато в А. С. Молекулярная физика граничного трения. М., Физматгиз, 1963.
Б а ш т а Т. М. Самолетные гидравлические приводы и агрегаты. М., Оборонгиз, 1951.
Белянин П. Н. и Ч е р н е н к о Ж- С. Авиационные фильтры и очистители гидравлических систем. Изд. «Машиностроение», 1964.
Лещенко В. А. К вопросу об истечении минерального масла через рабочие щели дроссельных золотников гидравлических следящих систем. «Станки и инструмент», 1952, № 3.
Инж. л. Ф. Панко
ИССЛЕДОВАНИЕ УСТОЙЧИВОСТИКОПИРОВАЛЬНЫХ СИСТЕМ С ПРИВОДОМОТ ГИДРОДВИГАТЕЛЯ ВРАЩАТЕЛЬНОГО ДВИЖЕНИЯ
В последнее время в металлорежущих станках находят все более широкое применение гидравлические следящие (копировальные) системы с приводом от гидродвигателей вращательного движения. Распространение таких систем вызвано тем, что обычные копировальные системы или устройства с цилиндрами и поршнями обладают достаточной жесткостью, точностью и устойчивостью лишь при небольшой длине цилиндров. При длинных цилиндрах устойчивость работы этих устройств значительно понижается.
Копировальные системы с гидродвигателями вращательного движения имеют относительно небольшие объемы полостей а вследствие этого обладают значительной жесткостью и устойчивостью.
Несмотря на очевидные достоинства таких систем и довольно широкое применение, в литературе почти отсутствуют данные по их расчету и исследованию, которые позволяли бы судить о качестве их работы в зависимости от отдельных параметров и конструктивных размеров.
Гидродвигатели вращательного движения по условиям протекания рабочей жидкости аналогичны недифференциальным цилиндрам. Поэтому в качестве типовых схем однокоординатных гидравлических следящих систем исследовались:
Система с четырехкромочным золотником (система I).
Система с двухкромочным золотником и питанием от двух насосов постоянной производительности без ограничения давления предохранительными клапанами (система II).
Система с двухкромочным золотником и питанием от двух насосов постоянной производительности с ограничением давления питания предохранительными клапанами (система III).
Исследования проводились на экспериментальном стенде (рис. 1) и выполнены в лаборатории металлорежущих станков Киевского политехнического института.
138
5 — манометр давления;
6 — гидродвигатель вращения; 7 — зубчатый ре-
кромочным золотником;
Рис. 1. Схема экспериментального стенда: а — с двухкромочным золотником и питанием от двух насосов; б—с четырех-
,_. . 1 — насосная станция нагрузочного устройства;
2— фильтр; 5 — насосная станция копировальной системы; 4 — насос НШ-40;
дуктор; 8 — золотниковое устройство; 9 — цилиндр нагрузочного устройства; 10—датчик давления
Л гидррдбигателю
От насоса к гидродбигателю
К насосной станции нагружающего устройстба
6 2
ВГ5^-1Д
г
1
FS2-12
Г52-1Ъ
П2-12Д
ВГ71-21
N=1jK3m "I п~]Р50 об(,мин\
N=b кот п=1У50аЬ^иин
На поперечной каретке суппорта станка, перемещаемой с помощью поперечного ходового винта, установлен зубчатый редуктор 7 со сменными колесами, которые обеспечивают ступенчатое
. 1 1 изменение передаточного отношения г редуктора от -^- до
В конструкции предусмотрено устройство для устранения зазоров в зацеплении зубчатых колес редуктора и в сопряжении винта с гайкой. Вращение редуктору сообщалось от аксиально-поршневого нерегулируемого гидродвигателя 6. Ось блока цилиндра гидродвигателя наклонена к оси приводного вала на постоянный угол, равный 30°.
Основные технические данные гидродвигателя
Объем рабочей жидкости, потребляемой гидродвигателем за один оборот вала, в см?!об 10
Максимальная скорость вращения в об!м,ин . . . .1500
Номинальный крутящий момент на валу при перепаде
давлений в полостях Др = 40 кГ/см2 в кГм . . .0,33
Максимальный крутящий момент при перепаде давления в полостях Др = 200 кГ/см2 в кГм . . . .1,12
Скольжение вала гидродвигателя при номинальном моменте и максимальной скорости вращения в % (не более) 2
Общий к. п. д. гидродвигателя при номинальном мо
менте и максимальной скорости вращения в % . . .92
Подвод масла к гидродвигателю осуществлялся через золотниковое устройство 8 от насосной станции 3, состоящей из двух отдельных шестеренных насосов высокого давления 4, приводимых во вращение одним электродвигателем. Производительность каждого из насосов была настроена на величину 18 л!мин при давлении 45 кПсм1.
Конструкция золотникового устройства позволила использовать его для работы с двухкромочным либо с четырехкромочным золотником. Диаметр золотника был принят равным 25 мм. Величина диаметрального зазора в золотниковых парах не превышала А = 0,007 -=—0,01 мм.
При работе следящей системы с четырехкромочным золотником питание подводилось от одного насоса. Для систем II и III в работу включались оба насоса. Поперечные салазки суппорта соединялись со штоком поршня цилиндра 9 нагрузочного устройства, питаемого от отдельной насосной станции 1.
Для исследования устойчивости был принят известный в теории автоматического регулирования метод построения амплитудно-фазовых характеристик по результатам измерений входных и выходных сигналов разомкнутой системы при подаче на ее вход гармонических возмущений синусоидальной формы постоянной амплитуды и переменной частоты с помощью синусного задатчика.
Размыкание системы осуществлялось отключением обратной связи между кареткой и золотником, что достигалось закреплением задающего механизма на подвижной каретке. 140
При исследовании определялось в отдельности влияние: давления р0 подводимой к системам рабочей жидкости; веса перемещаемой каретки Ркар с движущимися вместе с ней элементами системы; сил трения покоя в направляющих каретки Ртр; передаточного отношения редуктора i; величины недокрытий золотникового устройства 60; длины присоединительных трубопроводов между гидродвигателем и золотниковым устройством 1тр, скручиваемой длины ходового винта I; момента инерции ротора гидродвигателя и связанного с ним через муфту первого вала редуктора Jу, объема, подвергающегося сжатию рабочей жидкости между гидродвигателем и золотниковым устройством Усж.
Были приняты следующие пределы изменения параметров: р0 — от 15 кПсм2 до значений, при которых система теряла устойчивость;
Рт — от 0 до 200 кГ;
РКар — от 75 до 240 кГ;
.L
14 ’ 52 ’ 16 ’
60 — 0,005; 0,01; 0,03; 0,05; 0,07; 0,1 мм;
1то — от 100 до 300 см;
/ — от 25 до 300 мм;
ja — от 0,015 до 0,06 кГ-см -сек2;
Усж — от 80 до 314 см3.
В процессе исследования проверялось влияние на устойчивость движения величин зазоров в передаче от гидродвигателя к каретке.
Фазы, амплитуды входного и выходного сигналов измерялись при помощи датчиков перемещений, тензометра и осциллографа МПО-2. Сигналы записывались на фотопленке.
Так как рассматриваемым системам свойственны нелинейности, то в процессе исследования определялся предел возможных значений амплитуд гармонических входных сигналов с тем, чтобы выяснить, при каких величинах эти сигналы отображают действительную картину работы системы в переходном режиме.
Для контроля правильности полученных результатов при исследовании следящей системы в разомкнутом состоянии был применен метод единичного скачка (толчка) для этих же систем в замкнутом состоянии. С этой целью был использован откидной фиксатор, удерживающий золотник в нейтральном положении относительно его корпуса. В момент освобождения фиксатора предварительно сжатая пружина сообщала быстрое перемещение золотнику. При этом удавалось воспроизвести на фотопленке характеристику переходного процесса, а по ней определить время переходного процесса, его затухание и величину перерегулирования. Исследования велись с максимально возможной компенсацией зазоров в передаче от гидродвигателя к каретке.
Для изучения влияния зазоров в кинема- | тической цепи привода к на устойчивость отпуска- лась гайка компенсацион- = ного устройства винто- | вой пары на заранее наме- g ченную величину люф- ^ та и методом единичного з толчка определялось кри- ” тическое значение пара- g метров.
а. Расшифровка записей с производилась на фотоу- * величителе при 20-кратном я увеличении.
S
S' Исследования я устойчивости движения S' построением амплитудно- фазовых характеристик з систем в разомкнутом 5состоянии
” Образцы осциллограмм экспериментальных ча- 2 стотных характеристик § следящих (копироваль- 5 ных) систем в разомкнутом я состоянии показаны на g рис. 2, а и б, где / — пе- У ремещение золотника ко- 2 пировальной системы, 2— г перемещение каретки, 3— £• отметка времени (расстоя- § ние между двумя штриха- § ми равно 0,02 сек).
g На рис. 3 построены а амплитудно-фазовые ча- m стотные характеристики о- для системы I (рис. 3, а) о и системы 11 (рис. 3, б), о; снятые при следующих j значениях параметров:
Ро = 45 кПсм2-, i =;
1щр — Ю00 мм; 30= 10 мм;
60 = 0,03 мм; Ркар = 75 кГ; I 200 мм; Jnp = 0,19 к.Г -см-сек2 (приведенный к оси ходового винта момент инерции вращающихся элементов привода).
а)Рис. 3. Экспериментальные амплиа)Рис. 3. Экспериментальные амплиНа рис. 3, а и б показаны амплитудно-фазовые характеристики систем I и II в разомкнутом состоянии при амплитудах входного воздействия А = 0,05 (кривая 7), 0,1 (кривая 2) и 0,3 мм (кривая 3). Видно, что каждой амплитуде входа соответствует своя амплитудно-фазовая характеристика. Опыт показал, что оптимальным сигналом воздействия должен быть сигнал большей вели-
а)
Рис. 3. Экспериментальные ампли
а)
Рис. 3. Экспериментальные ампли
тудно-фазовые характеристики разе-§\
мкнутых копировальных (следящих)'
7
систем. Условия испытания: i = -^ ; I — 200 мм; р0 = 45 кГ/см2;
60 = 0,03 мм; VC3iC = 40 см4; J пр = 0,19 кГ-см-сек2 — приведенный к оси
ходового винта момент инерции вращающихся элементов привода
чины, чем зона нечувствительности при максимальной нагрузке, и меньшей, чем зона насыщения при отсутствии нагрузки. Тольке так подобранный по величине амплитуды сигнал входного воздействия обеспечивал близкое количественное совпадение результатов экспериментального исследования устойчивости системы в разомкнутом состоянии с устойчивостью ее в замкнутом (рабочем) состоянии.
Исходные значения амплитуд входных воздействий определялись по результатам статических исследований. Оптимальной амплитудой А задающего сигнала синусного задатчика была принята амплитуда, равная 0,1 мм. При амплитудах сигнала входа больших, чем зона насыщения, равных или меньших зоны нечувствительности, амплитудно-фазовые характеристики не отображают действительных возможностей системы и показывают завышенный по отношению к действительному запас устойчивости.
Это можно объяснить теми же причинами, которые выдвигает В. А. Лещенко [4]. Сущность причин сводится к тому, что при
143
малой амплитуде колебаний сигнала входа, благодаря наличию зоны нечувствительности и трению в исполнительных механизмах, коэффициент усиления системы снижается. Снижается коэффициент усиления системы и при увеличении сигнала входа до значений, больших зоны насыщения.
Определение показателей работы следящих (копировальных)систем в переходном режиме
Кривые переходного процесса, полученные при единичном скачке (толчке) управляющего сигнала, поступившего на золотниковое устройство, позволили уточнить некоторые качественные и количественные динамические показатели исследуемых систем: быстродействие или время срабатывания, время запаздывания, величину перерегулирования.
Анализ переходных процессов исследуемых систем подтвердил, что основными параметрами, определяющими быстродействие системы, являются: давление подводимой рабочей жидкости р0, ресурс (расход) питающего систему насоса или насосов Qo и величина передаточного отношения редуктора i. С увеличением этих параметров быстродействие увеличивается.
Однако на общую длительность переходного процесса и его качество существенное влияние оказывают также длина 1,пр и диаметр d0 присоединительных трубопроводов, длина вылета ходового винта /, вес подвижных частей каретки Ркар.
При прочих равных условиях увеличение этих параметров увеличивает время запаздывания системы, т. е. время между моментом подачи сигнала на золотниковое устройство и моментом начала движения систем. Эти же параметры вызывают увеличение перерегулирования (заброса) системы.
Для определения качества работы системы подавались сигналы двух величин: 6 < 0,05 мм и 6 > 0,05 мм. Исследование показало, что при величине сигнала 6 < 0,05 мм в замкнутых системах переходный процесс в большинстве случаев, независимо от значений параметров, определялся апериодической кривой. Однако эти же системы в некоторых случаях оказывались колебательными при величинах сигналов 8 > 0,05 мм. Характерно, что системы, устойчивые при величине сигнала 8 = 0,1 мм, оставались устойчивыми и при дальнейшем увеличении сигнала 8 > 0,1 мм.
Представляет интерес проследить влияние на устойчивость движения отдельных параметров, которыми характеризуются системы. Это влияние может быть выражено через зависимости предельного критического значения подведенного давления, при котором система начинает колебаться, от изменения других параметров.
144
Влияние суммарного объема жидкости, подвергаемого сжатиюв трубопроводах и полостях гидродвигателя,длины и диаметра трубопроводов
В общем случае увеличение объема жидкости в полостях гидродвигателя и соединительном трубопроводе между гидродвигателем и золотниковым устройством понижает величину подведен-
100200 I ин0,0150,030,045 0,066)е) Jg кг сисек2100200 I ин0,0150,030,045 0,066)е) Jg кг сисек2Рис. 4. Влияние параметров и конструктивных размеров на устойчивостьРис. 4. Влияние параметров и конструктивных размеров на устойчивостькопировальных системкопировальных систем
100200 I ин0,0150,030,045 0,06
6)е) Jg кг сисек2
100200 I ин0,0150,030,045 0,06
6)е) Jg кг сисек2
Рис. 4. Влияние параметров и конструктивных размеров на устойчивость
Рис. 4. Влияние параметров и конструктивных размеров на устойчивость
копировальных систем
копировальных систем
ного давления, при котором система теряет устойчивость. Это подтверждалось экспериментом, если увеличение объема было вызвано изменением диаметра трубопровода d0 (рис. 4, а) (на рис. 4 цифрой 1 обозначены зависимости для системы I, 2— для системы II и 3— системы III). Изменение (увеличение или уменьшение) длины трубопроводов при их неизменном диаметре соответственно уменьшает или увеличивает величину критического подведенного давления. Однако такое увеличение или уменьшение длины трубопровода не всегда однозначно вызывает уменьшение или увеличение подводимого критического давления рабочей жидкости. На рис. 4, б показаны зависимости,
14514510 ВНИИГидропривод 833
145
145
характеризующие изменение величины предельного (критического) подведенного давления, при котором система теряет устойчивость, от длины трубопроводов, соединяющих полости гидродвигателя с золотниковым устройством.
Из графиков видно, что увеличение длины трубопровода до 1тр = 200^-225 см понижает устойчивость, но при дальнейшем удлинении соединительных трубопроводов устойчивость привода увеличивается. Такое явление, очевидно, объясняется демпфирующим влиянием сил вязкого трения в трубопроводах. Эти силы с удлинением труб увеличиваются; поэтому наступает такой момент, когда влияние сжимаемого объема рабочей жидкости на устойчивость оказывается меньшим, чем влияние сил вязкого трения в длинном трубопроводе.
Влияние жесткости механических звеньев кинематической цепипривода «гидродвигатель—каретка»
На рис. 4, в показаны зависимости, характеризующие изменение величины предельного (критического) подведенного давления, от жесткости механических звеньев кинематической цепи привода «гидродвигатель—каретка». Ввиду того что самым податливым звеном в цепи привода является ходовой винт, податливость которого меняется с изменением его вылета, то представленная характеристика и построена в зависимости от вылета винта /.
Для систем I, II, III характерно, что уменьшение жесткости винта вызывает падение предела устойчивой работы привода. Изменение вылета винта от / = 50 мм до I = 300 мм вызывало уменьшение критического подведенного давления в среднем на 20—23 кПсм*.
Влияние веса подвижных частей привода
На рис. 4, г изображены зависимости, характеризующие влияние веса подвижных частей привода на величину возможного подводимого давления р0 к системе. Вес подвижных частей Ркар в общем случае отрицательно сказывается на устойчивости копировальных систем, что и видно из графиков. Нагружение производилось до 240 кГ. Нагружение еще большими грузами вызывало резкое изменение сил трения в направляющих каретки, и верхний предел возможного подведенного давления значительно уменьшался, особенно при движении систем с малыми скоростями. Так, при нагружении каретки грузами до 260 кГ система I с / = 25 мм; 1тр = 100 см; d0 = 1 см; 60 = 0,03 мм становилась неустойчивой при давлении р0 = 20 кПсм\ а системы II и III теряли устойчивость соответственно при р0 = = 24 кПсм1 и 26 кПсм4.
Влияние передаточного отношения редуктора
На рис. 4, д показаны зависимости критического давления, подводимого к системе, от передаточного отношения редуктора привода. Для всех систем характерно уменьшение критического подводимого давления с увеличением передаточного отношения, что вызвано увеличением коэффициента усиления по скорости. Более строгий анализ требует учета влияния меняющейся инерционности привода в зависимости от передаточного отношения.
Влияние моментов инерции звеньев привода,совершающих вращательное движение
Влияние момента инерции звеньев, приводимых во вращательное движение, на устойчивость систем показано на рис. 4, е. Особенно существенное влияние на устойчивость оказывает инерционность ротора двигателя J а и соединенного с ним через муфту вала редуктора.
На рис. 4, е видно, что увеличение момента инерции ротора привода в 4 раза вызвало падение предела устойчивой работы на 30—40 кПсм2 во всех трех исследуемых системах.
Влияние трения
Как показали экспериментальные исследования, устойчивость движения систем зависит и от скорости следящего движения, вернее от сил, близких по характеристикам к силам сухого трения, соответствующим этим скоростям.
На рис. 5 показаны зависимости критических (возможных) минимальных скоростей следящего движения, при которых системы оставались устойчивыми, от величины подведенного давления, когда в направляющих каретки осуществляется трение, близкое по своим характеристикам к сухому трению.
Потерю устойчивости при низких скоростях движения можно объяснить тем, что элементы привода в первоначальный момент, после смещения золотника из нейтрального положения до начала движения каретки, накапливают определенное количество энергии вследствие сжатия рабочей жидкости в трубопроводах, полостях гидродвигателя, деформации (скручивания) ходового винта, деформации зубьев шестерен и их валов до тех пор, пока создаваемое тяговое усилие не повысится до величины силы трения покоя. По достижении этого каретка приходит в движение, сила трения падает, а избыток тяговой силы сообщает каретке определенное ускорение — каретка совершает рывок. Рывок (перемещение) уменьшает величину давления в рабочих полостях гидродвигателя и присоединенных к нему трубопроводах, величину деформации в кинематической цепи привода, и каретка снова
10* 147
Рис. 5. Зависимость возможной минимальной скорости следящего движения от величины подведенного к системе давления питания рабочей жидкости. Сплошные линии — зависимости для системы I, пунктирные — для системы IIРис. 5. Зависимость возможной минимальной скорости следящего движения от величины подведенного к системе давления питания рабочей жидкости. Сплошные линии — зависимости для системы I, пунктирные — для системы II
Рис. 5. Зависимость возможной минимальной скорости следящего движения от величины подведенного к системе давления питания рабочей жидкости. Сплошные линии — зависимости для системы I, пунктирные — для системы II
Рис. 5. Зависимость возможной минимальной скорости следящего движения от величины подведенного к системе давления питания рабочей жидкости. Сплошные линии — зависимости для системы I, пунктирные — для системы II
останавливается по достижении равновесия между тяговым усилием, силой трения и силой инерции. После остановки процесс
повторяется.
Если увеличить скорость следящего движения, то соответственно сокращается время, в течение которого каретка остается неподвижной (увеличивается частота рывков — колебаний), и это продолжается до тех пор, пока каретке не будет сообщена такая скорость, при которой такие остановки прекращаются. Очевидно, в этот период перестает сказываться быстрое уменьшение силы сухого трения, которое имело место вблизи нулевой скорости и являлось причиной неустойчивого движения.
Влияние зазоров в кинематической цепи привода
Исследовалось влияние зазоров в зацеплении шестерен и в винтовой паре (ходовой винт—гайка). Был применен ходовой винт с трапецеидальной резьбой, выполненной по ГОСТу 9484—60 с такими отклонениями в шаге: в пределах одного шага — 0,005 .и.и; на длине 30 мм — 0,020 мм, что соответствовало требованиям на изготовление ходовых винтов 2-го класса точности по ГОСТу 9562—60. Зубчатые колеса редуктора привода были изготовлены также по 2-му классу точности.
В процессе исследования удалось установить наряду с качественными показателями и некоторые количественные показатели влияния и зазоров в кинематической цепи привода на устойчивость движения системы. Зубчатый редуктор без механизма компенсации обеспечивал устойчивую работу системы при более низком граничном давлении, чем с таким механизмом.
7
Так, система с четырехкромочным золотником t = -^-; 60 = = 0,03 мм; Усж = 40 см3; / = 50 мм; Jnp = 0,19 кГ-см-сек- теряла устойчивость:
с механизмом компенсации (разрезной шестерней) при р„ = = 60 кПсм2;
148
без механизма компенсации (разрезной шестерни) при р0 = = 52 кГ/см2.
Особенно существенное влияние на устойчивость движения оказывало наличие люфта в винтовой паре. Система с четырехкромочным золотником, с указанными выше параметрами, при мертвом ходе винта в гайке, равном ~7°, резко теряла устойчивость, тогда как при мертвом ходе, равном ~5°, система работала при давлении pQ = 60 кПсм2.
Критическое давление, при котором могла работать система с люфтом в 7°, было равно 22 кПсм2. Установить определенную закономерность при этом исследовании зависимости критического давления от величины люфтов или зазоров не удалось вследствие резкого изменения качества работы системы при незначительном количественном изменении величин зазоров, (мертвых ходов) в кинематической цепи привода. Как и в других случаях, системы с двухкромочным золотником по сравнению с системой с четырехкромочным золотником имели несколько больший запас устойчивости.
Исследования показали также, что периодические возмущения величин преодолеваемой системами нагрузки (в пределах от 0 до 500 кК) практического влияния на изменение предела их устойчивой работы не оказывают.
Проведенные исследования позволяют сделать следующие выводы. Для копировальных систем с приводом от гидродвигателя вращательного движения можно использовать имеющиеся в станках кинематические цепи, в том числе винтовые пары с применением простейших устройств для выбора зазоров.
Системы остаются устойчивыми при давлениях питания, которые по своей величине в несколько раз превышают величины критических давлений в аналогичных устройствах, где в качестве приводных двигателей используются силовые цилиндры.
Копировальные системы с гидродвигателями вращения обеспечивают высокую точность копирования, что обусловлено их большой жесткостью, малой нечувствительностью, высокими значениями давлений подводимой к системам рабочей жидкости. Наиболее устойчивыми в переходных режимах оказываются системы с двухкромочным золотником (системы II и III). При этом система III более устойчива, чем система II.
ЛИТЕРАТУРА
Арендт В. Р. Практика следящих систем. Госэнергоиздат, 1962.
Б а ш т а Т. М. Гидравлические следящие приводы. Машгиз, I960.
Гамынин Н. С. Основы следящего гидравлического привода. Оборон- гиз, 1962.
Лещенко В. А. Гидравлические следящие приводы для автоматизации станков. Машгиз, 1962.
Инж. В. П. Бочаров
СТАБИЛИЗАЦИЯ ВЫХОДНОЙ СКОРОСТИ ГИДРОПРИВОДА ПРИ МАЛЫХ РАСХОДАХ ЖИДКОСТИ
Обеспечение малых скоростей движения при гидроприводе является трудной задачей, особенно при меняющихся в широком диапазоне нагрузках и температуре жидкости. В то же время в ряде машин, в которых широко применяется гидравлика, например в современных станках, требуются как большие, так и весьма малые скорости движения рабочего органа порядка 1—10 мм/мин. Устройства для получения малых подач особенно нужны в шлифовальных и алмазнорасточных станках, в станках для правки алмазных кругов, в химическом и металлургическом производстве.
Получение стабильных малых скоростей при гидрофицирован- ном приводе связано с решением проблемы дозирования малых расходов рабочей жидкости.
В промышленной гидравлике в качестве дозирующего элемента применяется обычный дроссель, пропускная способность которого определяется открытием щели и перепадом давления. Схемы дроссельного регулирования весьма разнообразны. По месту установки дросселя различают схемы с регулированием на входе в гидродвигатель и на выходе из него. Однако практика показывает, что жесткость системы с дросселем при значительном изменении нагрузки недостаточна. Поэтому в промышленности получили распространение дроссельные регуляторы, которые повышают жесткость системы ценой некоторого ухудшения динамических качеств.
Однако пропускная способность серийных дроссельных устройств ограничена расходами 80—250 сма!мин, при которых для получения малых скоростей движения приходится чрезмерно увеличивать диаметр силового цилиндра или вводить дополнительную механическую передачу.
Причиной нестабильной работы гидросистемы при расходах, меньших 80 см^/мин, является засорение дроссельной щели при малых открытиях, сопровождающееся заращиванием проходного сечения полярными молекулами. Кроме того, пропускная способность дросселя при малых расходах значительно зависит 150
от вязкости жидкости, влияние которой на коэффициент расхода при малых числах Рейнольдса возрастает.
Другим принципиально отличным способом дозирования жидкости, не связанным с течением через щель, является объемный или геометрический способ, который осуществляется с помощью регулируемого поршневого насоса, установленного в рабочей или сливной полости гидродвигателя.
Рис. 1. Схема стабилизации скорости поршня: а — с дозирующим насосом; б —с дифференциальным дозирующим устройством
Стабильность дозируемого расхода в этом случае зависит от утечек в насосе. Для компенсации влияния утечек применяют схемы с регулируемыми насосами, имеющими постоянное рабочее или сливное давление, которое поддерживается специальным подпорным клапаном (рис. 1, а).
Показанная на рис. 1, а схема получила распространение во фрезерных станках, поскольку она обеспечивает двустороннюю жесткость системы. Минимальная скорость гидродвигателя при этой^схеме^определяется утечками в насосе, которые весьма значительны. При малых расходах ход поршней соизмерим с податливостью механических звеньев, что приводит к нарушению однозначности между параметром регулирования и регулируемым расходом.
Рис. 2. Принципиальная схема испытательного стендаРис. 2. Принципиальная схема испытательного стендаПоэтому при малых расходах применяют дифференциальное объемное регулирование, при котором результирующий расход определяется разницей рабочих объемов двух гидронасосов с жестко связанными валами (рис. 1, б). Если соотношение рабочих объемов таково, что расход регулируемого насоса 1 Qx меньше расхода Q2> отбираемого нерегулируемым насосом 2, то расход Qo = = Q2 — Qi, определяющий скорость поршня, поступает из сливной полости цилиндра. Давление Pi пропорционально нагрузке на штоке R, при этом р2 ~: const.
Рис. 2. Принципиальная схема испытательного стенда
Рис. 2. Принципиальная схема испытательного стенда
В лаборатории гидроприводов Киевского института гражданского воздушного флота была собрана и испытана установка с аксиально-поршневыми насосами типа 435ВФ, основанная на указанном принципе.
Результаты экспериментов показали, что при расходах менее 100 см3/мин стабильная работа гидропривода нарушалась вследствие перетекания жидкости между полостями насоса 2 при изменении нагрузки на валу. Другим недостатком было значительное влияние вязкости жидкости на стабильность дозируемого расхода. Влияние вязкости жидкости на работу гидропривода можно уменьшить, понизив давление, при дифференциальным агрегатом.
котором расход дозируетсякотором расход дозируетсяВлияние же перетекания жидкости в насосе 2 можно исключить, только применив вместо насоса с торцовым распределением насос с клапанным распределением. Поскольку таким насосом мы не располагали, в схему был введен третий насос, который служил для создания рабочего давления. В результате испытательная схема приняла вид, представленный на рис. 2. В схеме добавился шариковый переливной клапан,позволяющий регулировать перепад давления между полостями насосов 1 и 2 дозирующего устройства.
котором расход дозируется
котором расход дозируется
Цель проведенных экспериментов заключалась в исследовании работы схемы при весьма малых значениях (порядка 5—10 см3/мин) дозируемого расхода.
При постоянной нагрузке и температуре жидкости минимальный расход, при котором гидросистема работала устойчиво, составил 3 см3!мин.
ССQ. = А +Q. = А +Зависимость дозируемого расхода от нагрузки описывается уравнением рабочей характеристики системы:
С
С
Q. = А +
Q. = А +
график которого (рис. 3) имеет вид степенной гиперболы с показателем степени п = 0,5, сдвинутой влево от оси ординат на величину В, определяемую трением в уплотнениях силового цилиндра Т и подпорным давлением рп.
Благодаря трению и подпорному давлению мы автоматически избегаем зоны существенной нелинейности рабочей характеристики Qy = f (RY
Причиной уменьшения дозируемого расхода с ростом нагрузки является некоторое изме- т- нение заданной величины под- ] порного давления. Указанное цу изменение регулируемого пара- i° метра, вытекающее из принципа I работы схемы, принято называть о' структурной нестабильностью.
Если структурная нестабиль- Рис 3. Рабочая характеристика ность для дроссельных регуля-системы
торов при расходах более
80 см3!мин несущественна, то в исследуемой схеме на расходы менее 80 см3/мин она оказывает значительное влияние.
Эксперименты показали, что нестабильность дозируемого расхода зависит от параметров системы, основными из которых являются: ky — коэффициент утечек дозирующего устройства в см6/кГ -мин-, рп — величина подпорного давления в кПсм3\ Q3 — расход рабочего насоса в см3!мин;
D — диаметр командного золотника клапана в см.
Для уменьшения нестабильности дозируемого расхода необходимо выбирать насосы с высоким объемным к. п. д. и малым периметром утечек.
Из кривых на рис. 4 видно, что с повышением подпорного давления нестабильность расхода уменьшается. Повышение подпорного давления эквивалентно увеличению нагрузки на шток.
Влияние расхода рабочего насоса на рабочую характеристику системы показано на рис. 5. С увеличением расхода Q3 рабочие характеристики становятся нелинейными, а нестабильность дозируемого расхода возрастает. Поэтому величина расхода рабочего насоса должна выбираться из условия приемлемой нестабильности при малых расходах и одновременном получении максимальной 153
потребной скорости. Это условие всегда можно обеспечить варьированием в уравнении рабочей характеристики коэффициента А, учитывающего размеры и форму дросселирующей кромки подпорного клапана.потребной скорости. Это условие всегда можно обеспечить варьированием в уравнении рабочей характеристики коэффициента А, учитывающего размеры и форму дросселирующей кромки подпорного клапана.Рис. 5. Влияние расхода рабочего насоса на рабочую характеристикуРис. 5. Влияние расхода рабочего насоса на рабочую характеристикуРис. 4. Влияние подпорного давле-ния иа рабочую характеристику
потребной скорости. Это условие всегда можно обеспечить варьированием в уравнении рабочей характеристики коэффициента А, учитывающего размеры и форму дросселирующей кромки подпорного клапана.
потребной скорости. Это условие всегда можно обеспечить варьированием в уравнении рабочей характеристики коэффициента А, учитывающего размеры и форму дросселирующей кромки подпорного клапана.
Рис. 5. Влияние расхода рабочего насоса на рабочую характеристику
Рис. 5. Влияние расхода рабочего насоса на рабочую характеристику
Наиболее существенно наНаиболее существенно нарабочую характеристику системы
Наиболее существенно на
Наиболее существенно на
влияет диаметр D командного золотника. С увеличением диа-
Рис. 6. Влияние диаметра командного золотника на рабочую характеристикуРис. 6. Влияние диаметра командного золотника на рабочую характеристикуметра D с 15 до 30 льм (рис. 6) нестабильность дозируемого расхода при изменении нагрузки резко уменьшается.
Рис. 6. Влияние диаметра командного золотника на рабочую характеристику
Рис. 6. Влияние диаметра командного золотника на рабочую характеристику
Дальнейшее увеличение диаметра командного золотника практически не повышает жесткость системы, а приводит к увеличению времени затухания переходного процесса. К такому же результату приводит уменьшение жесткости пружины подпорного клапана.
Значительное влияние на работу гидропривода при малых расходах, как уже отмечалось ранее, оказывает вязкость жидкости. Температурная нестабильность расхода не зависит от его величины. Основным фактором, определяю-
щим температурную нестабильность дозируемого расхода, как следует из рис. 7, является величина подпорного давления. Для уменьшения влияния вязкости жидкости необходимо снижать подпорное
давление, однако это приводит к увеличению структурной нестабильности расхода при изменении нагрузки. Оба требования выполняются при повышении давления в линиях всасывания, слива и в дренаже насосов дозирующего устройства до величины подпорного давления, что обеспечивается затяжкой пружины переливного клапана.
В наших экспериментах давление повышалось до 5 кГ/смй; дальнейшее увеличение давления лимитировалось работоспособностью манжетных уплотнений насосов. При перепаде давления \рп между полостями насосов дозирующего устройства менее
1 кГ/см3 вязкость жидкости на работу гидропривода влияет незначительно даже при расходах порядка 5— 10 см3/мин.
Весьма важным моментом в исследуемой системе являются вопросы, связанные с динамической устойчивостью привода. Известно, что наличие в любой гидросистеме пружинного клапана ухудшает ее динамические харак-
Оу см3/сек
0
40
20
О=30кГ-
D=15mm
- 5 кГ/с^
Рпо
pn=1,S кГ/см!
10203040 Т°С
7. Температурная нестабильность дозируемого расхода
Рис.
теристики.
Эксперименты показали, что при больших диаметрах командного золотника в случае резкого изменения нагрузки колебания системы возрастали.
В связи с этим возникла необходимость выбрать оптимальное демпфирование, которое бы обеспечило быстрое затухание переходного процесса при наименьшем числе колебаний.
Движение системы описывается дифференциальным уравнением третьей степени. Анализ корней соответствующего характеристического уравнения показал, что причиной неустойчивой работы системы является падающая характеристика нагрузки а в функции скорости, которая при больших диаметрах командного золотника может привести к автоколебательному расходящемуся процессу. В этом отношении исследуемая система аналогична схемам с дроссельными регуляторами скорости.
Зависимости крутизны падения нагрузки а в функции диаметра D на границе сходящегося и расходящегося колебательных процессов показаны на рис. 8 сплошными линиями. Увеличение коэффициента демпфирования клапана ср позволяет отодвинуть границу расходящегося процесса.
Однако на практике допустимую крутизну падения а нагрузки следует ограничивать величиной, лежащей на границе апериодического и колебательного процессов, чтобы обеспечить достаточно быстрое затухание. Кривые а = / (D), соответствующие указан-
Рис. 8. Динамические характеристики системыРис. 8. Динамические характеристики системы
Рис. 8. Динамические характеристики системы
Рис. 8. Динамические характеристики системы
ной границе, нанесены на рис. 8 штрихпунктирными линиями. Они позволяют рассчитать параметры демпфера для различных диаметров командного золотника.
При демпфировании, выбранном на основании этих кривых, переходной процесс затухал после одного-четырех колебаний
в зависимости от величины нагрузки.
На основании приведенных данных можно сделать следующие выводы.
В процессе экспериментов гидропривод стабильно работал при расходах 5—\0см31мин, при этом скорость поршня с течением времени не изменялась.
Условием стабильной работы гидропривода при таких малых расходах является малое давление (до 5 кПсм^ в дозирующем устройстве. Малое давление
позволяет уменьшить влияние вязкости на выходную скорость.
Влияние нагрузки на скорость гидропривода при малых расходах уменьшается с увеличением диаметра командного золотника подпорного клапана и с повышением подпорного давления.
Повышать жесткость привода путем увеличения диаметра командного золотника свыше 30 мм нецелесообразно, так как при этом возрастают колебания системы в случае резкого приложения нагрузки.
Полученные результаты подтвердили возможность создания гидропривода, имеющего жесткие механические характеристики при расходах до 5 см3/мин.
Д-р техн, наук Т. Л1. Башта, д-р техн, наук Л. Л1. Кудряшев и инж. В. В. Трофимов
ИССЛЕДОВАНИЕ ТЕЧЕНИЯ МИНЕРАЛЬНЫХ ЖИДКОСТЕЙ ЧЕРЕЗ МИКРОПЛОТНОСТИ
Надежность современных конструкций летательных аппаратов в значительной мере определяется надежностью систем бортового оборудования, среди которых важное место занимают гидрогазо- вые системы.
Герметичность гидрогазовых систем — необходимое и обязательное условие надежной работы и безаварийной эксплуатации летательных аппаратов.
Ответственным этапом технологического процесса производства гидрогазовых систем является контроль качества герметичности. В связи с этим целесообразно напомнить неоднократные высказывания акад. А. И. Берга [5] об оценке качества: «В настоящее время совершенно недостаточно говорить, что качество продукции становится выше, лучше и т. д., так как это пустой звук . . . Качество должно выражаться количеством».
Применительно к герметичности элементов конструкций гидрогазовых систем, конкретными численными показателями, характеризующими герметичность и необходимыми для ее качественной оценки, являются: степень герметичности элементов конструкций при эксплуатационных условиях работы систем; чувствительность, с которой необходимо оценить степень герметичности; параметры, характеризующие выбранный метод контроля (давление во время испытаний, время выдержки под давлением, концентрация контрольного газа, чувствительность приборов и т. д.). При этом под степенью герметичности понимается количественная величина недопустимой утечки в единицу времени, а под чувствительностью — минимальный поток контрольного вещества, необходимый для устойчивой фиксации утечки каким-либо методом контроля. Здесь утечка — действительный расход жидкости или газа через неплотность определенных геометрических размеров, а поток — выраженное в единицах объема количество жидкости или газа, проникающее через неплотности сквозного характера в еди-
ницу времени. Для сравнительной оценки степени герметичности различных элементов конструкции в качестве единицы потока удобно принять, как и в вакуумной технике, величину натекания такого количества чистого сухого воздуха, когда под действием атмосферного давления в изолированном от насоса вакуумном сосуде объемом в один литр давление поднимается на один микрон ртутного столба в течение одной секунды [6].
V ДрV ДрВеличина натекания
V Др
V Др
(1)
где q— величина натекания в л-мк/сек;
V — объем в л;
Ар — повышение давления в изолированном от насоса вакуумном сосуде объемом V в мк рт. ст,;
t — время, в течение которого фиксируется повышение давления, в сек.
Для эталона
л 1 мк
41 сек
„л-мк мм3ат
Перевод в осуществляется по выражению:
С6Ксек
I л-мк секI л-мк сек1,321,32мм3атсекмм3атсек. мм3ат „ _„ л-мкили 1 = 0,76сексек. мм3ат „ _„ л-мкили 1 = 0,76сексек
I л-мк сек
I л-мк сек
1,32
1,32
мм3атсек
мм3атсек
. мм3ат „ _„ л-мк
или 1 = 0,76
сексек
. мм3ат „ _„ л-мк
или 1 = 0,76
сексек
Перечисленные выше показатели качества герметичности необходимы и достаточны для надежной оценки герметичности элементов конструкций гидрогазовых систем.
В технической документации на контроль герметичности гидрогазовых систем значения перечисленных выше показателей иногда отсутствуют. Это не дает возможности проверить, обеспечивается ли требуемая чувствительность метода контроля при принятых технологических режимах испытаний.
В ряде случаев, при проверке герметичности гидравлических (топливных) систем, вместо рабочих жидкостей применяют контрольные газы (воздух, азот, смесь фреона с воздухом и др.). А так как контрольные газы по проникающей способности отличаются от рабочих жидкостей, то без численных значений утечек рабочих жидкостей и контрольных газов нельзя надежно проверить качество герметичности элементов конструкций.
Здесь рассматриваются результаты исследований закономерностей течения (проникания) реальных жидкостей через микронеплотности и на их основе делается попытка обоснованного расчета показателей качества герметичности с точностью, приемлемой для практических расчетов.
158
Теоретические исследования
При проведении теоретических исследований принята модель (рис. 1), основанная на теории поверхностно-активных слоев, одним из основоположников которой является проф. А. С. Ахматов [1—2].При проведении теоретических исследований принята модель (рис. 1), основанная на теории поверхностно-активных слоев, одним из основоположников которой является проф. А. С. Ахматов [1—2].ность будет отличаться от теоретического; третья — толщина облитерированных слоев становится такой, что они могутность будет отличаться от теоретического; третья — толщина облитерированных слоев становится такой, что они могутРис. 1. Физическая модель течения жидкостей через неплотности:Рис. 1. Физическая модель течения жидкостей через неплотности:
При проведении теоретических исследований принята модель (рис. 1), основанная на теории поверхностно-активных слоев, одним из основоположников которой является проф. А. С. Ахматов [1—2].
При проведении теоретических исследований принята модель (рис. 1), основанная на теории поверхностно-активных слоев, одним из основоположников которой является проф. А. С. Ахматов [1—2].
ность будет отличаться от теоретического; третья — толщина облитерированных слоев становится такой, что они могут
ность будет отличаться от теоретического; третья — толщина облитерированных слоев становится такой, что они могут
Рис. 1. Физическая модель течения жидкостей через неплотности:
Рис. 1. Физическая модель течения жидкостей через неплотности:
Согласно этой теории, на поверхности неплотностей, омываемых жидкостью, происходит многослойная адсорбция полярноактивных молекул жидкости (облитерация поверхности), а так как облитерированные слои сопротивляются сдвигу, то это явление фактически равнозначно уменьшению живого сечения неплотности.
В принятой модели, течения жидкостей через неплотности (см. рис. 1) весь диапазон высот неплотностей разбит на 3 группы: первая — высота неплотности находится в пределах, когда толщина слоя облитерации намного меньше, чем ее полная геометрическая высота, и слой облитерации практически не оказывает влияния на
утечку через неплотность, т. е. действительный расход соответствует теоретическому; вторая — толщина облитерированных слоев становится соизмеримой с геометрической высотой; происходит заметное уменьшение живого сечения и действительный расход через неплот-
/ — слои ориентированных молекул малы по сравнению с сечением неплотности; II—слои ориентированных молекул соизмеримы с сечением неплотности; III — слои ориентированных молекул сомкнулись — поступательное движение жидкости через неплотность практически прекращается
сомкнуться, и поступательное движение жидкости практически прекращается.
Причиной уменьшения утечки против расчетной могут быть и другие факторы: нестационарность, возможность структурного течения жидкости, изменение динамической вязкости от давления и от наличия в жидкости посторонних частиц, загрязненность.
Ниже приведены результаты теоретических исследований влияния этих факторов на утечку через неплотности. Итоговые уравнения приводятся в безразмерном виде.
Влияние нестациоиарности
С учетом нестациоиарности расход через неплотность круглого сечения определяется по формуле
G =G =Л^оО^Р .32 -a^Fi8р*оа|Л^оО^Р .32 -a^Fi8р*оа|(2)(2)
G =
G =
Л^оО^Р .32 -a^Fi
8р*оа|
Л^оО^Р .32 -a^Fi
8р*оа|
(2)
(2)
где го — радиус неплотности;
р. — коэффициент динамической вязкости;
Q — плотность;
Др — перепад давления;
х0 — длина неплотности;
a — корень характеристического уравнения Jo (art) = 0;
Fo — число Фурье 1.
Число Фурье
„ * VT
Fo = -^’.
где v — коэффициент кинематической вязкости;
т — время течения.
Соотношение между действительным расходом, при увеличении течения от <оо = 0 до предельного, определяемого по уравнению Пуазейля—Стокса, имеет вид
^ = i_ 32 -фо ,(3)
Qcа,
где
<о0 — начальная скорость течения.
Для неплотности плоского сечения формула расхода с учетом нестациоиарности имеет вид
- _ 2№q_ Др~ 3 цх0- _ 2№q_ Др~ 3 цх01196 “ (т)2 F°—г е96 “ (т)2 F°—г е(5)(5)
- _ 2№q_ Др
~ 3 цх0
- _ 2№q_ Др
~ 3 цх0
1
1
96 “ (т)2 F°
—г е
96 “ (т)2 F°
—г е
(5)
(5)
где b — ширина неплотности;
h — половина высоты неплотности.
Соотношение между действительным расходом при развитии течения от <оо = 0 до предельного, определяемого по уравнению Пуазейля—Стокса, имеет вид
G 96 ~(4)2р°07=1-ТеG 96 ~(4)2р°07=1-Те(6)(6)
G 96 ~(4)2р°
07=1-Те
G 96 ~(4)2р°
07=1-Те
(6)
(6)
Из уравнений (3) и (6) видно, что фактический расход при нестационарном течении всегда оказывается меньше теоретического расхода и только в пределе, когда число Фурье F'o стремится к бесконечности, действительный расход равен теоретическому.
Пластико-динамическая теория течения в микронеплотности
Переход течения жидкости в тонких микронеплотностях в структурное наиболее вероятен при малых высотах неплотностей и больших перепадах давления. Применение структурной модели течения жидкостей в этих условиях не является случайным. В последнее время выяснилось, что жидкости не относятся к бесструктурным. Так, И. Я- Френкелем и П. Депаем было обращено внимание на известную близость жидкостей и кристаллических твердых тел, в частности, на примерно одинаковые межатомные расстояния, на примерно одинаковые по интенсивности межатомные взаимодействия. Многие одноатомные вещества вблизи точки плавления обладают грамм-атомной теплоемкостью с0 = = 6 кал/град как в твердом, так и в жидком состоянии. Акад. Л. С. Лейбензон, исследуя перемещение больших масс вязких жидкостей (нефтей) в условиях низких температур, экспериментально установил, что в этих условиях имеет место структурное течение. Теория А. С. Ахматова и исследование аномальных свойств вязкости, выполненное Б. А. Дерягиным, также позволяют предполагать, что в условиях микронеплотностей жидкость приобретает определенную упорядоченность. Поэтому можно предположить возможность перехода течения жидкости через микронеплотности в структурное течение.
В случае применения пластико-динамической теории течения предполагается: а) центральная часть среды или ядро течения испытывает исключительно упругие напряжения [8]; эти напряжения в ядре распределяются по линейному закону; б) в пограничном слое, помимо упругих напряжений, имеются вязкие напряжения.
Формула расхода через неплотность плоского сечения с учетом влияния структурного течения имеет вид
= ^.Ар Г _1/А\ + Ц AVI(7)
з и ХО L 2 \ h ; + 2 \ h л(°
где / — ширина неплотности;
h — половина высоты неплотности;
b — доля сечения неплотности, занятая структурным течением.
Соотношение между действительным расходом и расходом, определяемым по уравнению Пуазейля—Стокса, имеет вид
Gc 2 \ /1 / 1 2 \ /1 / ’
И ВНИИГидропривод 833161
гдегде
где
где
(9)(9)2_ ^Z Др
(9)
(9)
3 ц х0
Для неплотности круглого сечения
^с3 \ / 0 /3 у / 0 /^с3 \ / 0 /3 у / 0 /(10)(10)
^с3 \ / 0 /3 у / 0 /
^с3 \ / 0 /3 у / 0 /
(10)
(10)
Из соотношений (8) и (10) видно, что применение теории структурного течения позволяет убедительно объяснить в количественном отношении уменьшение действительного расхода по сравнению с теоретическим.
Изменение коэффициента динамической вязкостиот давления
Если принять для коэффициента динамической вязкости в зависимости от давления линейную связь вида [5]
н^НоО — ле),(И)
где ц — вязкость при искомом давлении;
Pq — вязкость при нормальном давлении;
р — избыточное давление;
г] — коэффициент пропорциональности, то уравнение расхода будет иметь вид
G = | -^.^-In(12) 3 цохот] Др * ЛР1
Соотношение между действительным расходом и расходом без учета изменения ц = / (р) имеет вид
G 1 11 + ЧРо
Gc — г] Др1 + ПР1 ’
(13)
где
«2 №ol Хр
3 IVo
(14)
Ар = рй — pv
(15)
Часто для зависимости вязкости от давления используется экспонентная связь вида
р = роеТ1р.(16)
При этом уравнение расхода примет вид -W.(17)
3 IW
Соотношение между действительным расходом и расходом без учета изменения вязкости ц = / (р) имеет вид
G =1 (е-цР1 _епр0).(18)
6^ Ар т|77
Для неплотности круглого сечения уравнения (14) и (18) сохраняют свой вид, но при этом Gc обозначает расход через круглую неплотность:
(19)(19)q _ л d'q А р128ц'х0
(19)
(19)
где d — диаметр отверстия.
Изменение коэффициента динамической вязкостиот загрязненности жидкости посторонними частицами
Жидкость, в которой взвешено большое количество мелких твердых частиц, будет обладать эффективной вязкостью ц, отличной от вязкости ц0 основной жидкости. Значение ц было вычислено А. Эйнштейном в 1906 г. для случая малых концентраций взвешенных частиц. Вычисления относительно просты и известны для случая частиц шарообразной формы.
Формула для эффективной вязкой суспензии имеет вид
В этой формулеВ этой формуле(20)(20)М- = Ио ( 1 + уф) .
В этой формуле
В этой формуле
(20)
(20)
43
ф = у Л,ГС,
где г — радиус взвешенных твердых частиц;
с — концентрация частиц.
Поскольку ц > Цо, то при течении загрязненных (реальных) жидкостей через микронеплотности действительный расход G всегда будет меньше, чем теоретический:
(21)(21)G< Gc.
(21)
(21)
Влияние посторонних частиц (загрязнений)на расход жидкости через микронеплотности
При течении загрязненной (реальной) жидкости через микронеплотности может иметь место выпадение твердых частиц и осаждение их на поверхности неплотности. Выпадая, посторонние частицы могут удерживаться на поверхности неплотностей; при этом уменьшается живое сечение и, следовательно, уменьшается
11*163
расход жидкости. Приближенно зависимость расхода от времени можно представить в виде экспоненты
^=«"'”'<22>
где Qo — расход жидкости через щель в начальный момент времени;
Q — расход через щель в любой момент времени;
Р — коэффициент, определяемый из опыта.
Зависимость заращивания щели посторонними частицами имеет вид:
для круглого сечения
4 ;(23)
для плоской щели
Действительный расход при заращивании неплотности посторонними частицами для неплотности круглого сечения имеет вид
<25>
ЛГдб Др
или, поскольку ис = —^—, то соотношение между действительным расходом с учетом заращивания живого сечения неплотности и теоретическим расходом для неплотностей плоского и круглого сечений примет вид
-§; = №).(26)
Приведенные результаты теоретических зависимостей отклонения действительного расхода при течении реальных жидкостей через микронеплотности от теоретического решения по Пуазейлю— Стоксу выведены для неплотностей плоского и круглого сечений. Теперь не представляет трудности вывести аналогичные зависимости и для других форм неплотностей, например, концентрических, эксцентрических конусных и др.
Выполненные теоретические исследования позволяют проанализировать влияние основных факторов на расход реальных жидкостей при течении их через микронеплотности и наметить наиболее рациональный путь экспериментальных исследований, а применение методов теории подобия для обработки опытных данных позволит получить расчетные уравнения, пригодные для инженерной практики.*
Экспериментальные исследования
При проведении экспериментальных исследований ставились следующие задачи.
Оценить степень влияния рассмотренных выше причин отклонения действительного расхода от теоретического и определить факторы, наиболее эффективно влияющие на расход.
Исследовать зависимость утечек от геометрических размеров и материала неплотности, физико-химических свойств жидкости, перепада давления и времени течения.
Рис. 2. Принципиальная схема измерителя:
1 — изогнутая стеклянная трубка; 2 — жидкость; 3 — штуцер; 4—трубопровод; 5 — электромагнитный кран; 6 — пружина; 7 —штуцер слива;
8 — нулевой электроконтакт; 9 — ртуть; 10 — электроконтакты: А — правая часть измерителя, которая соединяется с образцом; В—левая часть измерителя, соединенная с атмосферой
Попытаться выявить механику течения реальных жидкостей через неплотности, физическую модель течения и процесс формирования облитерирующего слоя.
Определить условия (характерные геометрические размеры неплотности), когда для расчета утечек реальных жидкостей можно пользоваться теоретическим уравнением Пуазейля—Стокса, т. е. когда слой облитерации практически не оказывает влияния на величину утечки.
Экспериментальные исследования при решении перечисленных выше задач проводились в интервале перепадов давлений от 10 до 600 кГ/см?. В качестве исследуемых жидкостей применялись: масло АМГ-10, керосин и веретенное масло различной степени загрязненности.
Эксперименты проводились на гидроустановках лаборатории гидравлики КиГА, они просты и специальных пояснений не требуют.
Для измерения утечек был специально спроектирован и изготовлен прибор — расходомер, позволяющий автоматически из-
165
мерять утечки в течение неограниченного времени. Точность измерения ±2,5—3%; минимальная измеряемая величина утечки — 1 капля (0,04 СЛ13) за 20 мин, т. е. 0,002 сма/мин, максимальная — 30 сма/мин.
Принципиальная схема измерителя приведена на рис. 2. Измеритель представляет собой стеклянную трубку 1 с впаянными в нее платиновыми контактами 70. Трубка заливается ртутью немного выше нулевого контакта и является его продолжением.
Рис. 3. Общий вид образцов неплотностей:
1 — плоские щели; / — верхняя крышка; 2 — нижняя крышка; 3 — штуцер; 4 — разгрузочная полость; 5 — кран; II — круглые неплотности
Правая часть измерителя А через электромагнитный кран 5 и трубопровод 4 соединяется с испытываемым образцом и через штуцер 3 полностью (до испытываемого образца) заполняется жидкостью. Левая часть измерителя S соединяется с атмосферой. Исследуемая жидкость, вытекая из образца (при закрытом кране 5), вытесняет ртуть в левое колено измерителя; ртуть достигает первого контакта и замыкает электроцепь; электросекундомер стенда начнет отсчет времени. Когда уровень ртути в левом колене достигнет одного из платиновых контактов 10, который через переключатели стенда включен в электроцепь, цепь разрывается, а поступивший из образца в измеритель объем жидкости сольется в бачок, и ртуть займет исходное положение. После установленной на реле стенда выдержки времени цикл измерения повторяется.
Эксперименты проводились на образцах, общий вид которых показан на рис. 3.
166
Результаты экспериментальных исследований
Испытанию были подвергнуты 40 образцов, в том числе 24 плоских и 16 круглых, при перепаде давления 13,7; 24,4; 56,6; 91,0; 109,0; 168,0; 268,0; 369,0; 581,0 кПсм2. Каждый образец испытывался от 3 до 7 раз; при этом проводилось в среднем 40 измерений (от 15 до 100), таким образом было проведено 15 тыс. измерений. Для каждого давления и образца строились графики зависимости расхода от времени Q = /(т), а затем строились кривые средних значений, которые и принимались за исходные при дальнейшей обработке.
Предварительная оценка полученных опытных зависимостей позволяет сделать следующие выводы.
Характер утечек и действительный расход реальных стандартных чистых жидкостей через неплотности на всем диапазоне исследованных характерных геометрических размеров не соответ
Рис. 4. Зависимость Q = f (т) при вы- Рис. 5. Зависимость утечки Q = / (т) соте неплотности Л < 10 мк; (/i = 9 мк\ при высоте неплотности /i = 114-20 мк ^P = 24,4 кГ/см2' жидкость—масло (/г = 13 мк; ЬР = 24,4 кПс1^\ жид- АМГ-10)кость — масло АМГ-10)Рис. 4. Зависимость Q = f (т) при вы- Рис. 5. Зависимость утечки Q = / (т) соте неплотности Л < 10 мк; (/i = 9 мк\ при высоте неплотности /i = 114-20 мк ^P = 24,4 кГ/см2' жидкость—масло (/г = 13 мк; ЬР = 24,4 кПс1^\ жид- АМГ-10)кость — масло АМГ-10)ствует теоретическому в течение всего времени проливки, в частности, утечка не остается постоянной, а уменьшается с течением времени и'зависит от ряда факторов, в том числе: от высоты
Рис. 4. Зависимость Q = f (т) при вы- Рис. 5. Зависимость утечки Q = / (т) соте неплотности Л < 10 мк; (/i = 9 мк\ при высоте неплотности /i = 114-20 мк ^P = 24,4 кГ/см2' жидкость—масло (/г = 13 мк; ЬР = 24,4 кПс1^\ жид- АМГ-10)кость — масло АМГ-10)
Рис. 4. Зависимость Q = f (т) при вы- Рис. 5. Зависимость утечки Q = / (т) соте неплотности Л < 10 мк; (/i = 9 мк\ при высоте неплотности /i = 114-20 мк ^P = 24,4 кГ/см2' жидкость—масло (/г = 13 мк; ЬР = 24,4 кПс1^\ жид- АМГ-10)кость — масло АМГ-10)
и площади живого сечения неплотности, времени проливки и перепада давления, физико-химических свойств жидкости и степени ее загрязненности посторонними частицами. Чем меньше высота или диаметр неплотности, площадь живого сечения и чем меньше прошло времени от начала проливки, тем интенсивнее идет уменьшение утечки с течением времени. И, наоборот, чем больше перепад давления, концентрация и размер посторонних частиц в жидкости, тем более интенсивно идет процесс облитерации. Наиболее характерные зависимости приведены на рис. 4 и 6.
При высоте неплотности h < 10 мк (рис. 4) утечка с течением времени непрерывно уменьшается и часто практически падает
167
до нуля. При высоте h = 11 4-20 мк (рис. 5) утечка в начале проливки уменьшается, а затем практически стабилизируется на все последующее время проливки. И только при высоте неплотности более 20 мк для плоских щелей и диаметре больше 130 мк для неплотностей круглого сечения (рис. 6) характер течения соответствует теоретическому по Пуазейлю—Стоксу и утечка остается постоянной в течение неограниченного времени проливки.
Облитерация неплотности находится в прямой зависимости от перепада давления (рис. 7). Чем больше перепад давления, тем более интенсивно идет процесс облитерации. Это, по-видимому,
Рис. 6. Зависимость утечки Q = f (т) при высоте неплотности й>20 мк (h= =2Х,2мк; &Р = 13,7; 56,6 и 109кГ/см1', жидкость—масло АМГ ■ 10)Рис. 6. Зависимость утечки Q = f (т) при высоте неплотности й>20 мк (h= =2Х,2мк; &Р = 13,7; 56,6 и 109кГ/см1', жидкость—масло АМГ ■ 10)Рис. 7. Зависимость утечки Q=f(AP) при высоте h = 10,0 мк; ДР = 13,7; 24,4; 56,6 и 109 кГ/см; жидкость — масло АМГ-10)Рис. 7. Зависимость утечки Q=f(AP) при высоте h = 10,0 мк; ДР = 13,7; 24,4; 56,6 и 109 кГ/см; жидкость — масло АМГ-10)
Рис. 6. Зависимость утечки Q = f (т) при высоте неплотности й>20 мк (h= =2Х,2мк; &Р = 13,7; 56,6 и 109кГ/см1', жидкость—масло АМГ ■ 10)
Рис. 6. Зависимость утечки Q = f (т) при высоте неплотности й>20 мк (h= =2Х,2мк; &Р = 13,7; 56,6 и 109кГ/см1', жидкость—масло АМГ ■ 10)
Рис. 7. Зависимость утечки Q=f(AP) при высоте h = 10,0 мк; ДР = 13,7; 24,4; 56,6 и 109 кГ/см; жидкость — масло АМГ-10)
Рис. 7. Зависимость утечки Q=f(AP) при высоте h = 10,0 мк; ДР = 13,7; 24,4; 56,6 и 109 кГ/см; жидкость — масло АМГ-10)
объясняется тем, что интенсивность облитерации при прочих равных условиях является функцией количества жидкости, протекающей через неплотность.
У жидкостей, отличающихся по химическому составу, скорость облитерации различная. Сравнение полученных графических зависимостей проливок веретенного масла, масла АМГ-10 и керосина (рис. 8) при одинаковых условиях испытаний показывает, что облитерация зависит от сорта жидкости.
Наиболее существенное влияние на процесс облитерации неплотности оказывает загрязненность жидкости посторонними частицами.
Проливки жидкостей, имеющих различную степень загрязненности, показывают, что формирование облитерирующего слоя существенно зависит от концентрации и размеров посторонних частиц. Чем больше концентрация и размер посторонних частиц, 168
тем более интенсивно идет процесс формирования облитерирующего слоя (рис. 9).
Результаты анализа экспериментальных зависимостей и теоретические исследования течения реальных жидкостей через неплотность позволяют в первом приближении представить физическую модель процесса формирования облитерирующего слоя, механизм заращивания живого сечения неплотности и дать объяснение полученных экспериментальных зависимостей.
Рис. 8. Зависимость утечки Q=f (сорта жидкости) (h = 12 мм\ ^Р = = 56,6 кПс»?'-, жидкости — масло АМГ-10, веретенное масло, керосин)Рис. 8. Зависимость утечки Q=f (сорта жидкости) (h = 12 мм\ ^Р = = 56,6 кПс»?'-, жидкости — масло АМГ-10, веретенное масло, керосин)Рис. 9. Зависимость утечки Q = f (загрязненности жидкости) (ft=12 ми; ДР=56,6 кПсм?, жидкость—керосин) / — концентрация посторонних частиц—0,002147%, // — концентрация посторонних частиц—0,000233%Рис. 9. Зависимость утечки Q = f (загрязненности жидкости) (ft=12 ми; ДР=56,6 кПсм?, жидкость—керосин) / — концентрация посторонних частиц—0,002147%, // — концентрация посторонних частиц—0,000233%
Рис. 8. Зависимость утечки Q=f (сорта жидкости) (h = 12 мм\ ^Р = = 56,6 кПс»?'-, жидкости — масло АМГ-10, веретенное масло, керосин)
Рис. 8. Зависимость утечки Q=f (сорта жидкости) (h = 12 мм\ ^Р = = 56,6 кПс»?'-, жидкости — масло АМГ-10, веретенное масло, керосин)
Рис. 9. Зависимость утечки Q = f (загрязненности жидкости) (ft=12 ми; ДР=56,6 кПсм?, жидкость—керосин) / — концентрация посторонних частиц—0,002147%, // — концентрация посторонних частиц—0,000233%
Рис. 9. Зависимость утечки Q = f (загрязненности жидкости) (ft=12 ми; ДР=56,6 кПсм?, жидкость—керосин) / — концентрация посторонних частиц—0,002147%, // — концентрация посторонних частиц—0,000233%
Принятая ранее физическая модель течения жидкостей через неплотности позволяет заключить, что при течении жидкостей через неплотности должно иметь место уменьшение расхода с течением времени, что и подтверждается полученными экспериментальными зависимостями.
Но только этой теорией нельзя объяснить полученные экспериментальные зависимости, так как зона взаимодействия силового поля поверхности распространяется всего на несколько десятков тысяч молекулярных слоев, а как показали эксперименты в ряде случаев, даже при высоте неплотности 7—10 мк. утечка непрерывно уменьшается с течением времени, а иногда через 10—20 мак практически становится равной нулю. Это объясняется влиянием на величину утечки таких факторов, как загрязненность, нестацио- нарность, вязкость, структурные изменения в жидкости.
Рассмотрим движение через неплотность посторонней частицы в потоке. Любая находящаяся в потоке твердая частица при ее движении через неплотность всегда имеет некоторую скорость осаждения. Если время осаждения частицы до стенки больше, чем время ее движения через неплотность, то она свободно пройдет
169
через нее, так и не коснувшись стенок. В реальной жидкости всегда имеются частицы, у которых время осаждения будет меньше времени движения через неплотность.
Теоретически эта зависимость выражается соотношениями: для I случая, когда выпадения частиц на стенки не произойдет,
(27)(27)<оо2Л
(27)
(27)
(0^^Q *
для II случая, когда будет иметь место выпадение частиц,
При этом зависимость между размерами частиц и неплотностью имеет вид
для I случая
т < 6«
для II случая
4 > 6,(30)
где соо — скорость осаждения частицы;
D — диаметр частицы;
у — удельный вес частицы;
ц — эффективная вязкость суспензии;
ш6 — скорость движения частицы в потоке;
h — половина высоты неплотности;
х0 — длина неплотности.
Частицы ферромагнитного происхождения, имеющие, как правило, сильно развитую поверхность, также обладают силовым полем, способным адсорбировать молекулы жидкости и взаимодействовать с полями других аналогичных частиц и твердых стенок. Приближаясь к стенке неплотности, соприкасаясь с ней, частица попадает под действие поля поверхности стенки, и, несмотря на то, что с противоположной от стенки стороны она подвергается действию набегающего потока, частица останавливается и удерживается на месте. Удерживанию частиц способствуют структурные изменения жидкости в пристенных областях. В результате взаимодействия силовых полей частица получает дополнительную энергию, т. е. приобретает способность к более активному взаимодействию с другими частицами и становится как бы центром «кристаллизации» (коагуляции) твердой фазы, имеющейся в жидкости. Такие центры могут возникнуть в любом месте поверхности неплотности, в любой момент времени и постепенно заполнить всю свободную поверхность. Другие частицы, независимо от их размера, приближаясь к такому центру «кристалли-
зации», попадают под действие поля этой частицы и поля поверхности неплотности, прилипают к ней и останавливаются (рис. 10). Среди групп частиц могут находиться и частицы, не обладающие силовым полем поверхности. Но поскольку они также могут выпадать на поверхность стенок, то, попадая в зону активных групп частиц, они могут удерживаться между ними. Этому также способствуют смолистые вещества, имеющиеся на поверхности частиц.
Рис. 10. Схема формирования слоя облитерации при течении реальной (имеющей посторонние частицы) жидкости:
/ — частицы ферромагнитного происхождения; 2 — частицы неферромагнитного происхождения; 3 — центр «кристалнзации» частиц; 4 — «прилипшие» частицы, сформированные в группы (ориентированные молекулы условно не показаны); 5 — ориентированные молекулы жидкости
Все это приводит к новому качественному состоянию частиц в потоке, они уже не могут перемещаться и приобретают свойство сопротивляться набегающему потоку, удерживаясь у стенок неплотности.
Таким образом, уменьшение расхода жидкости с течением времени является следствием взаимодействия ряда факторов, главным из которых является наличие посторонних частиц и их взаимодействие с силовым полем поверхности неплотности. Так, схематично представляется механизм формирования облитерирующего слоя, который и приводит к уменьшению живого сечения неплотности.
Сравнение полученных экспериментально количественных величин утечек в начальный момент времени с теоретическими позволяет сформулировать очень важный для практики вывод: утечка в начальный момент времени всегда равна или немного меньше теоретической. Некоторое увеличение величины утечки в начальный момент проливки при перепаде давления 100 кПсм2, наблюдаемое при проливке жидкостей через плоские щели, объясняется раскрытием неплотности. В неплотностях круглого сечения на интервале давлений 10—600 кГ/см2 утечка всегда немного меньше теоретической.
Практические рекомендации
Рекомендации по контролю герметичности подвижных соединений гидроагрегатов.
Оценку степени герметичности подвижных соединений гидроагрегатов (типа золотниковых и других распределителей) необходимо проводить экспериментально, путем непосредственного измерения величины утечки.
Измерять утечку необходимо после 3—5-кратного срабатывания подвижных элементов гидроагрегатов с целью восстановления возможного максимального расхода.
Оценивать величину утечки следует на жидкости, которая по своим физико-химическим свойствам строго соответствует рабочей жидкости.
При оценке степени герметичности режимы (температура, перепад давлений, частота колебаний и др.) должны быть максимально приближены к эксплуатационным.
Рекомендации по контролю герметичности неподвижных соединений трубопроводов гидросистем.
Выше было доказано, что действительный расход в начальный момент времени и кратковременный максимально возможный расход в течение работы гидросистемы находятся в пределах, близких к теоретическому расходу. Следовательно, когда необходимо учитывать максимальную утечку в любой момент времени, формула Пуазейля—Стокса применима для практических расчетов. Некоторое отклонение действительного расхода от теоретического приводит к ужесточению степени герметичности, что вполне допустимо для практики.
Совместное решение уравнения расхода для жидкостей
л г4
Уж 8|1Х0 ^Рнач Ркон)(31)
и приведенного к атмосферному давлению уравнения расхода для газов
лл лг0 Рнач Ркон
8рх0 2ратм' ’
позволило разработать аналитический и номографический методы определения эквивалента утечек жидкостей и газов через одну и ту же неплотность, рассчитать степень герметичности и требуемую чувствительность метода контроля. На рис. 11 по оси абсцисс отложены значения перепадов давлений Ар = рнач — ркон, а на оси ординат слева — расход жидкости Q№, а справа — расход газа — Q3. На второй шкале абсцисс слева нанесены значения вязкости жидкостей рж, а справа — значения вязкости газов цг.
Примеры практической работы с номограммой приведены на рис. 11.
Нетрудно видеть, что рассмотренный метод определения эквивалента утечек дает возможность рассчитать и обоснованно назначить количественную величину степени герметичности и требуемую чувствительность метода контроля.
Номограмма позволяет определить и наиболее эффективный метод контроля заданной степени герметичности при известной чувствительности.
Так как кривые номограммы показывают постоянную утечку на всей длине, то любой метод контроля, если известна его чувствительность, можно представить на номограмме в виде линий, параллельных кривым номограммы (рис. 12). Для этого через значение ординаты, соответствующей чувствительности метода, проводится прямая, параллельная оси абсцисс, до пересечения с ординатой, проходящей через значение вязкости контрольного вещества, и через полученную точку проводится линия, параллельная кривым номограммы, которая и является кривой чувствительности метода.
Для выбора метода контроля по заданной степени герметичности через значение ординаты, соответствующей заданной степени герметичности рабочей жидкости, проводится линия, параллельная оси абсцисс, до пересечения с ординатой, проходящей через значение вязкости рабочей жидкости, и отсюда проводится линия до пересечения с ординатой, проходящей через значение заданного перепада давления.
Если рабочая среда — жидкость, то линия проводится под углом 45°, если газ и рмн 1 атм, то параллельно кривым номограммы, и если pKW < 1 атм, то параллельно линиям с уклоном 2:1. Через полученную точку проводится горизонталь; точки пересечения ее с кривыми чувствительности соответствуют методам контроля заданной степени герметичности и оптимальным условиям проверки при постоянной геометрии неплотности.
Величины, полученные рассмотренным выше методом, будут несколько отличаться от фактических значений; однако из-за малости расхождений и из-за того, что эти величины будут несколько выше действительных значений, можно считать, что точность метода вполне допустима для практических целей.
Итак, рассмотренная методика позволяет обосновать и рассчитать количественные показатели степени внешней герметичности соединений гидросистем, определить эквиваленты натекания различных жидкостей и газов, рассчитать оптимальную и действительно необходимую чувствительность метода контроля, выбрать оптимальный метод контроля герметичности, если известна чувствительность различных методов. Кроме того, данный метод может служить основой для разработки нормативов на степень герметичности отдельных соединений и конструкций в целом.
Рис. 11. Номограмма расхода жидкостей и газовРис. 11. Номограмма расхода жидкостей и газовЛР~5кГ/смг; Т=30к.й-0,5ммДР = 75Kr/CNzid-lMM>t = ^5*ЛР~5кГ/смг; Т=30к.й-0,5ммДР = 75Kr/CNzid-lMM>t = ^5*
Рис. 11. Номограмма расхода жидкостей и газов
Рис. 11. Номограмма расхода жидкостей и газов
ЛР~5кГ/смг; Т=30к.й-0,5ммДР = 75Kr/CNzid-lMM>t = ^5*
ЛР~5кГ/смг; Т=30к.й-0,5ммДР = 75Kr/CNzid-lMM>t = ^5*
ЛМГ-W; 0=2 10-£ммЧек.аР‘1Ь0кГ/см2. t-60';a=0,3MMЛМГ-W; 0=2 10-£ммЧек.аР‘1Ь0кГ/см2. t-60';a=0,3MMРис. 12. Номограмма выбора оптимального метода контроляРис. 12. Номограмма выбора оптимального метода контроляО.=К83-1О5мм3ат{секкеросин; 9,35-!(Г5мм3секкеросин; 5-Ю‘ммУсек АМГ>ЗЮ~^мм3секАМПЗЧО^ммУсекДР=25;1=б£М=Ц5ммt-Зминt=lMUHt-Юминt=tMUHО.=К83-1О5мм3ат{секкеросин; 9,35-!(Г5мм3секкеросин; 5-Ю‘ммУсек АМГ>ЗЮ~^мм3секАМПЗЧО^ммУсекДР=25;1=б£М=Ц5ммt-Зминt=lMUHt-Юминt=tMUH
ЛМГ-W; 0=2 10-£ммЧек.аР‘1Ь0кГ/см2. t-60';a=0,3MM
ЛМГ-W; 0=2 10-£ммЧек.аР‘1Ь0кГ/см2. t-60';a=0,3MM
Рис. 12. Номограмма выбора оптимального метода контроля
Рис. 12. Номограмма выбора оптимального метода контроля
О.=К83-1О5мм3ат{секкеросин; 9,35-!(Г5мм3секкеросин; 5-Ю‘ммУсек АМГ>ЗЮ~^мм3секАМПЗЧО^ммУсек
ДР=25;1=б£М=Ц5ммt-Зминt=lMUHt-Юминt=tMUH
О.=К83-1О5мм3ат{секкеросин; 9,35-!(Г5мм3секкеросин; 5-Ю‘ммУсек АМГ>ЗЮ~^мм3секАМПЗЧО^ммУсек
ДР=25;1=б£М=Ц5ммt-Зминt=lMUHt-Юминt=tMUH
Применение метода дает возможность стабилизировать показатели качества герметичности, повысить надежность герметических конструкций, выразить качество герметичности в конкретных количественных показателях, без чего нельзя оценить надежность конструкции и проверить соответствие изготовленной конструкции требованиям заданной степени герметичности.
ЛИТЕРАТУРА
А х м а т о в А. С. Молекулярная теория граничного трения. М., Физматгиз, 1963.
Ахматов А. С. Проблема граничного трения. Труды совещания по вопросам трения и изнашивания. Изд-во АН СССР, 1957.
Б а ш т а Т. М. Машиностроительная гидравлика. М., Машгиз, 1963.
Б а ш т а Т. М. Самолетные гидравлические приводы и агрегаты. М., Оборонгиз, 1961.
Берг А. И. Проблема № 1 — надежность. Ж- Т. Н., 1960, № 10.
Л а и и с В. А. и Л е в и и а Л. Е. Практические основы вакуумных испытаний. М.—Л., Госэнергоиздат, 1955.
Френкель А. И. Кинетическая теория жидкостей. Изд-во АН СССР, 1945.
Э й р и х Ф. Реология, теория и приложения. Изд-во иностр, лит., 1962.
Рис. 1. Уплотнительный узел приводного вала насоса;Рис. 1. Уплотнительный узел приводного вала насоса;/ — полость с рабочейжидкостью/ — полость с рабочейжидкостью
Рис. 1. Уплотнительный узел приводного вала насоса;
Рис. 1. Уплотнительный узел приводного вала насоса;
/ — полость с рабочейжидкостью
/ — полость с рабочейжидкостью
Т. Василенко
ИССЛЕДОВАНИЕ РАДИАЛЬНЫХ (МАНЖЕТНЫХ)УПЛОТНЕНИЙ ВАЛОВ САМОЛЕТНЫХ АГРЕГАТОВ
Трудности повышения ресурса работы самолета и межремонтного срока его службы в значительной мере связаны с ограниченным сроком службы уплотнительных устройств гидросистем, который достигает зачастую нескольких сотен часов. Следовательно, повысив срок службы резиновых уплотнений валов, можно существенно увеличить межремонтный срок службы агрегата и всей гидросистемы.
В особо тяжелых условиях работают радиальные уплотнения валов, так как контакт манжеты с валом осуществляется по узкой кольцевой поверхности, что в сочетании с высокими окружными скоростями и относительно большим удельным давлением уплотнительного элемента на вал приводит к интенсивному нагреву и износу контактирующих поверхностей.
Такие уплотнения применяются в приводных валах насосов (рис. 1) гидравлических и топливных систем, в гидромоторах силовых механизмов, в редукторах и многих других механизмах.
Проведенный анализ дефектов показал, что основными причинами выхода из строя
радиальных уплотнений валов самолетных агрегатов являются:
интенсивное старение материала уплотнения под действием высоких температур;
механическое повреждение рабочей кромки уплотнения и поверхности вала;
износ уплотнений кромки манжеты и поверхности вала.
На механические характеристики резины оказывает огромное влияние температура. С повышением температуры продолжительность работы резинового уплотнения значительно сокращается и при температуре 150° С составляет считанные часы.
17717712 ВНИИГидропривод 833
177
177
Проблема повышения температурной стойкости резиновых
материалов пока еще не решена; поэтому для увеличения долговечности уплотнений необходимо уменьшать температуру окружающей среды или уменьшать потери на трение в уплотнительном узле. Так как температура окружающей среды задается техническими требованиями, то остается второй путь снижения темпера
туры рабочей кромки, т. е.туры рабочей кромки, т. е.Рис. 2. Температурная характеристика уплотнительного узла шестеренного насоса:Рис. 2. Температурная характеристика уплотнительного узла шестеренного насоса:/ — наружное уплотнение; 2 — внутреннееуплотнение; 3 — жидкость возле уплотне-ния; 4 — корпус насоса/ — наружное уплотнение; 2 — внутреннееуплотнение; 3 — жидкость возле уплотне-ния; 4 — корпус насосауменьшение потерь на трение и улучшение отвода тепла в уплотнительном узле.
туры рабочей кромки, т. е.
туры рабочей кромки, т. е.
Рис. 2. Температурная характеристика уплотнительного узла шестеренного насоса:
Рис. 2. Температурная характеристика уплотнительного узла шестеренного насоса:
/ — наружное уплотнение; 2 — внутреннееуплотнение; 3 — жидкость возле уплотне-ния; 4 — корпус насоса
/ — наружное уплотнение; 2 — внутреннееуплотнение; 3 — жидкость возле уплотне-ния; 4 — корпус насоса
Это достигается применением ряда конструктивных и технологических мероприятий, которые рассматриваются в настоящей работе.
С целью определения температур рабочих кромок манжетных уплотнений насосов были проведены исследования некоторых типоразмеров этих уплотнений непосредственно на насосах, применяемых в промышленности. Испытаниям были подвергнуты плунжерные, шестеренные и центробежные насосы при номинальных режимах работы.
В результате проведенных испытаний были получены характеристики температур tY рабочих кромок уплотнений в зависимости от температуры /2 рабочей жидкости в корпусе насоса.
Результаты испытаний представлены на рис. 2. Из графиков видно, что температуры рабочих кромок уплотнений могут быть
очень высокими и превышать величины, допустимые для материала уплотнений даже на существующих конструкциях насосов. Наиболее высокие температуры рабочих кромок, достигающие 160° С, отмечены у манжет шестеренных насосов, в то время как у манжет плунжерных насосов эти температуры при равных условиях испытаний не превышали 97° С.
При испытаниях отмечено, что температура рабочих кромок наружных уплотнений выше, чем внутренних. Это объясняется, во-первых, ограниченными условиями отвода тепла от поверхности контакта наружного уплотнения с валом, так как уплотнение не омывается рабочей жидкостью и отвод тепла происходит в основном с поверхности вала в воздушную среду. Во-вторых, уровень масла в коробках приводов насосов не всегда достигает уровня вала
насоса, поэтому рабочая кромка наружного уплотнения смазывается лишь масляным туманом, образующимся в коробке привода. Это ухудшает условия смазки контактирующих поверхностей наружных уплотнений по сравнению с внутренними.
Температурный режим уплотнительного узла и его герметичность зависят от контактного давления уплотнения на вал. В дан
ном случае приходится решать противоречивую задачу: максимальная герметичность достигается при повышенных контактных
давлениях уплотнения на вал, в то время как максимальная долговечность уплотнительного узла будет при пониженных давлениях.
Но непосредственное определение
Рис. 3. График зависимости усилия Тг в я прижима уплотнения от натяга S в juju:Рис. 3. График зависимости усилия Тг в я прижима уплотнения от натяга S в juju:— уплотнение с пружиной;— уплотнение без пружины— уплотнение с пружиной;— уплотнение без пружинывеличины контактного давления уплотнения на вал и его распределения по ширине контакта рабочей кромки с валом сопряжено с большими трудностями. Кроме того,вследствие изменения ширины контакта в процессе работы уплотнительного узла величина среднего контактного давления изменяется в несколько раз вследствие износа и релаксации напряжений в резине. Поэтому в качестве параметра, характеризующего нагрузку рабочей кромки, принята величина усилия прижима рабочей кромки к валу. Непосредственное
Рис. 3. График зависимости усилия Тг в я прижима уплотнения от натяга S в juju:
Рис. 3. График зависимости усилия Тг в я прижима уплотнения от натяга S в juju:
— уплотнение с пружиной;
— уплотнение без пружины
— уплотнение с пружиной;
— уплотнение без пружины
определение усилия прижима значи-
тельно проще и величина его изменяется в процессе работы уплотнительного узла незначительно (на 10—40%) по сравнению с начальной величиной.
В общем случае полное усилие прижима рабочей кромки уплотнения к валу складывается из усилия, обусловленного предварительным натягом уплотнения, дополнительного усилия прижима браслетной пружиной и усилия, возникающего от давления рабочей жидкости.
Расчет усилия от предварительного натяга манжеты затруднен неопределенностью модуля упругости резины, а также непостоянством формы сечения рабочей кромки манжеты вследствие износа и релаксации напряжений в резине.
Результаты экспериментов, проведенных по определению усилия прижима рабочей кромки под действием предварительного натяга манжеты, показали, что пренебрегать его величиной не следует. Из графика на рис. 3 следует, что даже при разнице диаметров манжеты и вала, равной 0,5 мм, усилие от натяга манжеты соизмеримо с усилием прижима рабочей кромки браслетной пружиной.
Испытаниями установлено, что наивыгоднейшей величиной натяга манжеты (разностью их диаметров) следует считать вели-
чину 0,5—0,75 мм. При таком натяге обеспечивается сравнительно низкий момент трения уплотнения по валу и не наблюдается утечка рабочей жидкости при работе уплотнения без пружины и небольших биениях вала (до 0,1 мм).
Величина усилия прижима рабочей кромки к валу, возникающая от давления жидкости, зависит от конструктивного выполнения манжеты и ее материала. Эксперименты (рис. 4) показали
Рис. 4. График зависимости удельного усилия Т прижима уплотнения к валу от давления р рабочей жидкости:Рис. 4. График зависимости удельного усилия Т прижима уплотнения к валу от давления р рабочей жидкости:значительное влияние этого усилия на величину суммарного усилия прижима; например, уже при давлении жидкости 20 н/см2 суммарное усилие прижима рабочей кромки к валу
Рис. 4. График зависимости удельного усилия Т прижима уплотнения к валу от давления р рабочей жидкости:
Рис. 4. График зависимости удельного усилия Т прижима уплотнения к валу от давления р рабочей жидкости:
Рис. 5. График зависимости удельной силы трения рг от окружной скорости у валаРис. 5. График зависимости удельной силы трения рг от окружной скорости у вала/ — крупногабаритное уплотнение; 2 — среднегабаритное уплотнение; 3 — малогабаритное уплотнение
Рис. 5. График зависимости удельной силы трения рг от окружной скорости у вала
Рис. 5. График зависимости удельной силы трения рг от окружной скорости у вала
увеличивается примерно в 2 раза, а при дальнейшем увеличении давления возрастает еще больше.
На основании многочисленных экспериментов определена оптимальная величина удельного усилия прижима рабочей кромки к валу, обеспечивающая герметичность уплотнительного узла при отсутствии избыточного давления уплотняемой жидкости. Она должна составлять 1,2—1,5 н/см.
Сила трения уплотнения по валу, связанная с усилием прижима, имеет решающее значение при работе радиальных уплотнений валов, так как от ее величины зависит температура контактирующих поверхностей и, следовательно, работоспособность уплотнительного узла.
Экспериментально полученные зависимости удельной силы трения (силы трения, отнесенной к единице длины окружности вала) от величины давления рабочей жидкости, удельного усилия прижима рабочей кромки к валу и от скорости вращения вала приведены на рис. 5—7.
180
Сила трения между контактирующими поверхностями уплотнения и вала незначительно изменяется с увеличением окружной скорости вала (в пределах 0,5—7,5 м/сек) и существенно увеличиСила трения между контактирующими поверхностями уплотнения и вала незначительно изменяется с увеличением окружной скорости вала (в пределах 0,5—7,5 м/сек) и существенно увеличивается с повышением усилия прижима рабочей кромки уплотнения к поверхности вала.
Сила трения между контактирующими поверхностями уплотнения и вала незначительно изменяется с увеличением окружной скорости вала (в пределах 0,5—7,5 м/сек) и существенно увеличи
Сила трения между контактирующими поверхностями уплотнения и вала незначительно изменяется с увеличением окружной скорости вала (в пределах 0,5—7,5 м/сек) и существенно увеличи
Удельная сила трения уплотнительных манжет, изготовленных из резин на основе бута- диеннитрилакриловых каучуков, при оптимальном усилии прижима находится в пределах 0,4—0,5 н/см.
Получен ные экспер именталь- ные значения величины коэффициента трения манжетных уплотнений (рис. 6) находятся в преде- лах0,2—0,4 при изменении избыточного давления рабочей жидкости в пределах 0—50 н/см2.
Температура рабочей кромки манжеты является результатом трения между контактиру-
Рис. 6. График зависимости удельной силы трения от давления рабочей жидкости ^N — удельная мощность трения):/—крупногабаритное уплотнение; 2—среднегабаритное уплотнение; 3 — малогабаритное уплотнениеРис. 6. График зависимости удельной силы трения от давления рабочей жидкости ^N — удельная мощность трения):/—крупногабаритное уплотнение; 2—среднегабаритное уплотнение; 3 — малогабаритное уплотнениеющими поверхностями, при ко-
Рис. 6. График зависимости удельной силы трения от давления рабочей жидкости ^N — удельная мощность трения):
/—крупногабаритное уплотнение; 2—среднегабаритное уплотнение; 3 — малогабаритное уплотнение
Рис. 6. График зависимости удельной силы трения от давления рабочей жидкости ^N — удельная мощность трения):
/—крупногабаритное уплотнение; 2—среднегабаритное уплотнение; 3 — малогабаритное уплотнение
тором на трение затрачивается определенная мощность. Количество
выделенного при трении тепла пропорционально мощности, за-
Рис. 7. Температурная характеристика уплотнительного узла (кривые равных температур) для крупногабаритных уплотненийРис. 7. Температурная характеристика уплотнительного узла (кривые равных температур) для крупногабаритных уплотненийтрачиваемой на трение.
Рис. 7. Температурная характеристика уплотнительного узла (кривые равных температур) для крупногабаритных уплотнений
Рис. 7. Температурная характеристика уплотнительного узла (кривые равных температур) для крупногабаритных уплотнений
Мощность трения можно вычислить по формуле NT = 2лмЛ4г = ^nrup^m, где
п. — число оборотов вала в секунду;
Мт— моменттрения
уплотнения по валу в нм;
г — радиус вала в м;
и — окружная скорость вала в м/сек;
рт — удельная сила трения уплотнения по
валу в н/см.
Эксперименты показали, что температура рабочей кромки
манжеты в значительной степени зависит, в связи с особенностями
отвода тепла, от температуры рабочей жидкости, проходящей через насос. Температура окружающей среды в случае протекания
Рис. 8. График зависимости температуры tx рабочей кромки уплотнения от количества манжет в уплотнительном узле:Рис. 8. График зависимости температуры tx рабочей кромки уплотнения от количества манжет в уплотнительном узле:рабочей жидкости через агрегат незначительно влияет на температуру рабочей кромки при работающем насосе. Разность указанных температур в большинстве случаев практически остается постоянной.
Рис. 8. График зависимости температуры tx рабочей кромки уплотнения от количества манжет в уплотнительном узле:
Рис. 8. График зависимости температуры tx рабочей кромки уплотнения от количества манжет в уплотнительном узле:
Важной является температурная характеристика уплотнительных узлов при различных давлениях рабочей жидкости и окружных скоростях вала, представленная на рис. 7. Зная два важнейших параметра уплотнительного узла, можно по графику определить температуру рабочей кромки уплотнения и, сравнивая с допустимой температурой материала уплотнения, судить о работоспособности данного уплотнительного узла.
Повышенное выделение тепла может быть вызвано также применением в уплотнительном узле нескольких манжет, количество которых для увеличения надежности в узлах уплотнения валов доводится до трех-четырех. Проведенные исследования показали (рис. 8), что применение в уплотнительном узле двух и более последовательно установленных манжет не повышает его надежность вследствие увеличения потерь на трение и соответствующего повышения температур рабочих кромок при равных возможностях отвода тепла от уплотнительного узла. Отвод тепла от уплотнительного узла в окружающую среду играет основную роль в установлении температуры рабочей кромки манжеты.
Эксперименты показали (рис. 9), что при протекании даже небольшого количества рабочей жидкости через испытательный корпус резко снижается температура рабочей кромки манжеты благодаря лучшему отводу тепла от вала, омываемого рабочей жидкостью.
/ — одна манжета; 2 — две манжеты;3 — три манжеты/ — одна манжета; 2 — две манжеты;3 — три манжетыПриближенно оценить температуру рабочей кромки манжеты можно, решив дифференциальное уравнение теплопроводности для случая, когда радиус вала мал по сравнению с его длиной и коэффициент теплоотдачи с боковой поверхности вала известен. Тогда температура на контактирующих поверхностях определится по формуле t f I Чй 1 xnr»m thml
/ — одна манжета; 2 — две манжеты;3 — три манжеты
/ — одна манжета; 2 — две манжеты;3 — три манжеты
где 1Ж — температура рабочей жидкости в °C;
<7о — количество тепла, подведенное к валу в результате трения в уплотнительном узле, в em;
X — коэффициент теплопроводности вала в вт! м? •град;
г — радиус вала в лг;
/ — длина вала в jh;
т = j/^^ (здесь а — коэффициент теплоотдачи поверхности вала при конвективном теплообмене в вт!м? •граду
Рис. 9. График зависимости температуры 1г рабочей кромки уплотнения от окружной скорости вала:
/ — рабочая жидкость протекает через испытательную камеру; 2 — рабочая жидкость через камеру не протекает
Количество отведенного от уплотнительного узла тепла целиком зависит от конструкции агрегата, его рабочих параметров, температуры окружающей среды, размеров деталей и многих других параметров. Величина отведенного тепла в каждом конкретном случае будет различной.
При проектировании уплотнительных узлов вращающихся валов следует учитывать условия, при которых отвод тепла будет наивыгоднейший. По возможности необходимо обеспечить циркуляцию рабочей жидкости возле манжеты и уплотняемого участка вала, а также не устанавливать перед уплотнением различного рода маслоотбрасывающих шайб, лабиринтов и других приспособлений, затрудняющих циркуляцию^рабочей жидкости возле уплотнительного узла и ухудшающих смазку поверхности трения уплотнительного узла.
Необходимо также отметить, что вследствие производственных отклонений размеров деталей уплотнительного узла от
183
номинальных величин температура рабочих кромок манжет, применяемых для серийных агрегатов одного и того же типа, может колебаться в значительных пределах (в 2—3 раза), главным образом в связи с большими колебаниями значений усилия прижима рабочей кромки к валу. Поэтому при проектировании уплотнительных узлов агрегатов необходимо по возможности повышать требования к допускам на размеры, определяющие величину удельного усилия прижима рабочей кромки к валу.
Канд, техн, наук И. И. ЭлЬРвИЧ
ВЛИЯНИЕ ЛЕГИРОВАНИЯМИНЕРАЛЬНЫХ ЗАПИРАЮЩИХ ЖИДКОСТЕЙ
НА ПОВЫШЕНИЕ НАДЕЖНОСТИ И ДОЛГОВЕЧНОСТИТОРЦОВЫХ УПЛОТНЕНИЙ
Свойства применяемых в двойных торцовых уплотнениях в качестве запирающей жидкости минеральных масел коренным образом меняются при введении в их состав легирующих присадок. При жидкостном и полужидкостном режимах трения торцовых пар улучшение вязкостно-температурных свойств запирающей жидкости расширяет пределы ее эффективного действия. Рациональным подбором требуемых свойств запирающих жидкостей можно повысить эксплуатационную надежность торцового уплотнения и срок его службы.
Для обычных минеральных масел индекс вязкости ИВ < 90 ч- 100. Введением вязкостных (индексных) присадок можно получить ИВ > 130ч-150. При граничных режимах трения присадки способствуют созданию на поверхностях торцовых пар смазочных слоев высокой прочности.
За счет присадок достигается химическое взаимодействие смазки и металла, в результате которого металлические поверхности покрываются пленками и трение происходит между образующимися на трущихся поверхностях при высоких контактных температурах эвтектическими слоями. Эти же слои оказывают существенное влияние на антифрикционные свойства торцовых пар.
Интенсивность износа торцовых пар при заданных значениях среднего удельного давления р и скорости скольжения и резко снижается при введении в запирающую жидкость антиизносных присадок. Антизадирные присадки предотвращают местное схватывание, заедание и задиры. Антиизносный и антизадирный эффект действия присадок позволяет проектировать торцовые уплотнения с высокими значениями параметров р и у.
При обратном перепаде давлений в двойных торцовых уплотнениях, характеризуемых эффектом Рейнера, возникает опасность попадания рабочей жидкости в среду запирающей. В случае коррозионной агрессивности рабочей жидкости надежность и срок
службы уплотнения снижаются. Антикоррозионные присадки нейтрализуют действие на трущиеся поверхности агрессивной среды. Введением присадок можно в широких пределах регулировать силы поверхностного натяжения, которые оказывают влияние на распределение давления в торцовой паре [1].
Экспериментальные исследования возможности повышения надежности и долговечности торцовых пар путем легирования запи-
мм
Ог468 ч
Время работы
Рис. 1. Кривые износа стальных поверхностей при использовании различных масел с присадками:
1 — АК-15 с 5% ИНХП-ЗГ, 2 — Трл без присадки; 3 — АК-15 без присадки; 4 — АК-15 с 3% ИНХП-30; 5 — Трл с 3% ИНХП-30; 6 — Трл + 7% ХП с 3% Дф-11; 7 — АК-15 с 6% ИНХП-32; 8 — Трл с 6% ИНХП-32; 9 — Трл с 5% ИНХП-31
рающей жидкости проводились на модельных установках и в натурных условиях. Исследование антизадирных и антиизносных свойств легированных запирающих жидкостей путем определения обобщенного показателя износа на четырехшариковой машине трения показало, что значение обобщенного показателя износа при введении присадок возрастает с 20—25 для обычных минеральных масел до 100—ПО.
Р. М. Матвеевский [2 ] установил, что для каждого минерального масла существует зависимость
^’тах^М' ^’
где Ртах — предельная нагрузка;
у — скорость скольжения;
ц — коэффициент трения;
С — постоянная.
При введении в масло антизадирных присадок величина С за счет увеличения Ртаз1 может быть увеличена в 1,5—2 раза. 186
Повышение предельной нагрузочной способности смазочного слоя обычно сопровождается снижением износа трущихся поверхностей .
На рис. 1 показаны результаты опытов, проведенных в условиях трения четырехшариковой пирамиды при нагрузочном и скоростном режиме, близком к началу заедания. При использовании масел без присадок темп износа имеет величину порядка
Рис. 2. Конструкция двойного торцового уплотнения:
/ — неподвижное кольцо (бронза Бр. ОЦС 6-6-3); 2—распорная втулка; 3 — установочное кольцо; 4— подвижное кольцо (сталь ШХ-15); 5 — пружина; 5 — ведущее кольцо; 7 — защитная втулка вала; 8—запорное кольцо; 9, 10, 11—уплотнительные кольца
0,15 мм!ч; при использовании масел с присадками темп износа резко снижается и становится минимальным в случае применения наиболее эффективных присадок ИНХП-31 и ИНХП-32.
Натурные испытания были проведены на двойных торцовых уплотнениях с парой Бр. ОЦ 6-6-3—ШХ-15, конструкция которых показана на рис. 2.
В качестве внешней среды применялся промывочный коллоидный раствор с химически активными компонентами и абразивной дисперсной фазой.
В качестве запирающей жидкости были использованы масло МК-22 без присадок и то же масло с комплексной присадкой, обладающей антиизносным, антикоррозионными и антизадирными свойствами. Срок службы уплотнений при введении присадки в запирающую жидкость повысился в среднем в 1,5—2 раза.
ЛИТЕРАТУРА
Б а ш т а Т. М. Расчеты и конструкции самолетных гидравлических устройств. М., Оборонгиз, 1961.
Матвеевский Р. М. Температурный метод оценки предельной смазочной способности машинных масел. М., изд. АН СССР, 1956.
Л. В. Шушкин
ПРИМЕНЕНИЕ ГИДРОУСИЛИТЕЛЯ С ОБРАТНОЙ СВЯЗЬЮПО ДИНАМИЧЕСКОМУ ДАВЛЕНИЮДЛЯ КОРРЕКЦИИ ПРИВОДА
При проектировании гидропривода с большой инерционной нагрузкой, как правило, возникает проблема устойчивости. Инерционная нагрузка, силовая передача и гидроцилиндр образуют
Рис. 1. Схема гидроусилителя с изодромом и нагруженного гидроцилпндра (Сдр — проводимость дросселя)
колебательное звено, собственная резонансная частота которого может составлять 5—20 гц при коэффициенте относительного демпфирования 0,05—0,2.
Наличие в контуре колебательного звена приводит к неустойчивости привода при сравнительно небольшом коэффициенте усиления. Эффективным способом коррекции в этом случае является применение обратной связи по динамическому давлению. Один из методов коррекции заключается в том, что с полостями гидроцилиндра связывают датчики давления, сигналы которых через соответствующий электрический фильтр подаются на вход усилителя.
В последнее время начинает находить применение другой метод коррекции, основанный на использовании гидроусилителя с изодромом (рис. 1).
Пренебрегая массой поршня и элементов силовой передачи, допустим, что усилие от действия скоростного трения приложено только к нагрузке. В этом случае можно считать, что поршень и нагрузка связаны пружиной, жесткость которой С^ определяется следующим образом:
Сг + Ск ’
где С. — гидравлическая жесткость;
Ск — жесткость элементов силовой передачи от поршня к нагрузке.
Линеаризованная система уравнений, описывающая рассматриваемый исполнительный механизм (рис. 1), может быть представлена в виде:
~ (Pi — Р2) + хп; F3 ^ k1X1 — k2 (Pl — Ргу
т d-Xi . К 4 dx4
Pi — Р2 =(Х3 — Xty, Pi P2- F3 ‘ di1 F3 ‘ dt '
KAp\-P^ =F^-Ft^;
(pi — Pi)F2 = C2x2; Pi—Pi = kp\—p^-V<J)\—p\Y
где xL, x2, x3, x4 — перемещения золотника, поршней изодрома, гидроцилиндра и нагрузки (положительные направления перемещений на рис. 1 показаны стрелками);
Ft, F2, F3 — площади плунжера золотника, поршней изодрома и гидроцилиндра;
Рх — давление в полости изодрома;
Pv Р2 — давления в полостях гидроцилиндра;
Ci, С2 — жесткости пружин золотника и поршня изодрома;
хи — перемещение золотника, вызванное током в обмотке управления гидроусилителя;
Ki — коэффициент усиления золотника;
К2 — коэффициент эластичности нагрузочной характеристики золотника с гидроцилиндром;
К3 — среднее значение частной производной от расхода через дроссель по разности давлений (pi — ргу определенное в рабочем перепаде давлений;
К4 — коэффициент вязкого трения.
Если площадь плунжера меньше площади поршня изодрома, а жесткость пружины золотника больше жесткости пружины изодрома, то
и можно пренебречь изменением объема полости с давлением р,, вызванным перемещением плунжера золотника:
(2)
Обычно коэффициент демпфирования нагрузки, определяемый углом наклона механической характеристики, существенно меньше коэффициента демпфирования, вводимого изодромом. В этом случае можно положить
К 2 = 0.(3)
Условие (3) справедливо также, когда относительный коэффициент демпфирования нагрузки определяется экспериментально при работе с гидроусилителем без изодрома.
Применим к системе уравнений (1) преобразование Лапласа при начальных условиях
/ = 0, ^ = ^ = Pi — р2 = ^ -= 0.
Тогда, преобразуя последние четыре уравнения системы (1) и исключая перемещение поршня изодрома х2 и разность давлений р\ — рх с учетом соотношений (2) и (3), получим
F »1
— -^(pi — №) + ^н;
О Кг .Sx3 = -=- xlt* 3
С2
(4)(4)Pi Рг — -р" (Ху Х4);г 3
(4)
(4)
С2 TS ,...
Pv Р2 р рд ] । (-^3*^4/’
Яд
S ч 1 ’
где Т =постоянная времени изодрома;
С2Л3
5 — оператор Лапласа.
На основании системы уравнений (4) можно составить структурную схему той части контура привода, которая охвачена обратной связью по динамическому давлению (рис. 2).
Рис. 2. Структурная схема гидроусилителя с изодромом и нагруженного гидроцилиндраРис. 2. Структурная схема гидроусилителя с изодромом и нагруженного гидроцилиндра
Рис. 2. Структурная схема гидроусилителя с изодромом и нагруженного гидроцилиндра
Рис. 2. Структурная схема гидроусилителя с изодромом и нагруженного гидроцилиндра
Заметим, что разность давлений р' — pv действующая на плунжер золотника, связана с разностью давлений в гидроцилиндре передаточной функцией изодрома.
Структурная схема (рис. 2) является частью замкнутого контура привода (рис. 3).
Рнс. 3. Структурная схема замкнутого контура привода (где Т\ и Kt — постоянная времени и коэффициент передачи части контура привода от входа до перемещения золотника; Кос — коэффициент передачи цепи обратной связи)Рнс. 3. Структурная схема замкнутого контура привода (где Т\ и Kt — постоянная времени и коэффициент передачи части контура привода от входа до перемещения золотника; Кос — коэффициент передачи цепи обратной связи)
Рнс. 3. Структурная схема замкнутого контура привода (где Т\ и Kt — постоянная времени и коэффициент передачи части контура привода от входа до перемещения золотника; Кос — коэффициент передачи цепи обратной связи)
Рнс. 3. Структурная схема замкнутого контура привода (где Т\ и Kt — постоянная времени и коэффициент передачи части контура привода от входа до перемещения золотника; Кос — коэффициент передачи цепи обратной связи)
Из рис. 2 видно, что без обратной связи по давлению передача от смещения золотника до перемещения поршня состоит из интеграла и колебательного звена, параметры которого определяются нагруженным гидроцилиндром.
Применение гидроусилителя с изодромом меняет эту передачу. В соответствии со структурной схемой (рис. 3) получаем
*4*li*4*li—г^(TS + H_ (5)
*4
*li
*4
*li
S Jj^S2 + 2T^S + 1) (Т5+1)+2Т2Т3^, S + 1 j sj
Необходимо выбрать такие значения Т и Та, которые обеспечат наилучшую передаточную функцию разомкнутой системы. Для этого нужно проанализировать корни знаменателя правой части соотношения (5).
Рассмотрим случай, когда
(6)
Тогда уравнение (5) принимает следующий вид:
^4 ^5 /-у\
«и ” S [Т^З2 + 2Тд (I + 7’3^,) S + I ] '^ '
Из выражения (7) видно, что при выполнении условия (6) применение изодрома приводит к увеличению относительного демпфирования колебательного звена, без изменения его резонансной частоты:
+ 7^)-(8)
В качестве примера рассмотрим привод с инерционной нагрузкой и следующими параметрами: Т2 = 0,016 сек; Кг = = 70 Реек; С2 = 2,2-104 кПсм; £ = 0,1; Fa = 78,5 см1; Сх = = 100 кПсм.
Определим постоянную времени изодрома:
„ Тг 0,016 л ло „
" 2-0,1 ~ сек"
Выбирая ^ = 0,4, в соответствии с выражением (8) имеем £1 = В (1 + Т3К^ = 0,4, откуда
0,40,41
Та =0,043 сек.
кг /о
Так как согласно рис. 2 и 3
CyF.
то площадь плунжера золотника
Т-зР-АТС^Т-зР-АТС^0,043-78,5-1000,08-2,2-1010,043-78,5-1000,08-2,2-101= 0,19 см1= 0,19 см1
Т-зР-АТС^
Т-зР-АТС^
0,043-78,5-1000,08-2,2-101
0,043-78,5-1000,08-2,2-101
= 0,19 см1
= 0,19 см1
и диаметр плунжера равен 0,5 см.
Выберем теперь параметры изодрома так, чтобы обеспечить постоянную времени, равную 0,08 сек.
192
Если к приводу, помимо инерционной, приложена также постоянная нагрузка, то в установившемся состоянии на поршень будет действовать разность давлений рх и р'. Это обстоятельство должно быть учтено при выборе диаметра поршня, жесткости пружины и максимального хода изодрома.
В рассматриваемом нами случае (см. рис. 1) нагрузка чисто инерционная, поэтому имеется большая, АЗб^граЭ чем ПрИ действИИ дополнительной посто- 1,0 "янной нагрузки, свобода в выборе пара-
метров изодрома.
III I I I I I I I I1 J I I 1 I I ■ I1510'50100 ЖиЦсекI I I I I I I I I1 J I I 1 I I ■ I1510'50100 ЖиЦсекРис. 4. Частотные/ — безРис. 4. Частотные/ — безхарактеристики разомкнутого привода:коррекции; II — с коррекциейхарактеристики разомкнутого привода:коррекции; II — с коррекцией20
I
I
I I I I I I I I I1 J I I 1 I I ■ I
1510'50100 ЖиЦсек
I I I I I I I I I1 J I I 1 I I ■ I
1510'50100 ЖиЦсек
Рис. 4. Частотные
/ — без
Рис. 4. Частотные
/ — без
характеристики разомкнутого привода:
коррекции; II — с коррекцией
характеристики разомкнутого привода:
коррекции; II — с коррекцией
контура
Постоянная времени, как было показано выше, связана с параметрами изодрома следующим соотношением:
Зададимся Е2 = 0,785 см2 и С2 — 20 кГ/см, тогда
Зная коэффициент К3, можно определить проводимость дросселя Сдр.
Рассмотрим коррекцию контура привода при помощи гидроусилителя с изодромом.
На рис. 4 показаны расчетные частотные характеристики разомкнутого контура привода (7\ = 0,01 сек, усиление 25 Мсек^, параметры которого приведены выше.
13 ВНИИГидропрИвод 833193
Как видно из рис. 4, применение обратной связи по динамическому давлению резко уменьшает резонанс и позволяет получить устойчивый привод.
На основании изложенного можно сделать следующее заключение.
Уравнения гидроусилителя с изодромом дают возможность определить оптимальные конструктивные параметры изодрома.
Изложенная методика позволяет проводить расчет привода, в котором используется гидроусилитель с обратной связью по динамическому давлению.
Применение обратной связи по давлению является эффективным способом коррекции контура привода с большой инерционной нагрузкой.
Л. В. Шишкин
ИССЛЕДОВАНИЕ ДИНАМИКИ ГИДРАВЛИЧЕСКОГОИСПОЛНИТЕЛЬНОГО МЕХАНИЗМА,НАГРУЖЕННОГО ЗНАЧИТЕЛЬНОЙ ИНЕРЦИОННОЙ МАССОЙ
Рассмотрим нагруженный исполнительный механизм, управляемый при помощи золотника с нулевым перекрытием (рис. 1). Если допустить, что утечки золотника пропорциональны разно-
Рис. 1. Нагруженный исполнительный механизм:Рис. 1. Нагруженный исполнительный механизм:Шд;, тп, Шц — массы нагрузки, поршня, цилиндра; С\, С^, CQ — жесткости крепления, силовой передачи и нагрузки; F (t) — внешняя сила; pQX> рСЛ — давления на входе и сливе; xJf х , хп — перемещения золотника, цилиндра, поршня и нагрузки (стрелками показаны положительные направления перемещений); pi, р2 — давления в полостях цилиндра; Qi, Q2 — потоки в полости силового цилиндраШд;, тп, Шц — массы нагрузки, поршня, цилиндра; С\, С^, CQ — жесткости крепления, силовой передачи и нагрузки; F (t) — внешняя сила; pQX> рСЛ — давления на входе и сливе; xJf х , хп — перемещения золотника, цилиндра, поршня и нагрузки (стрелками показаны положительные направления перемещений); pi, р2 — давления в полостях цилиндра; Qi, Q2 — потоки в полости силового цилиндра
Рис. 1. Нагруженный исполнительный механизм:
Рис. 1. Нагруженный исполнительный механизм:
Шд;, тп, Шц — массы нагрузки, поршня, цилиндра; С\, С^, CQ — жесткости крепления, силовой передачи и нагрузки; F (t) — внешняя сила; pQX> рСЛ — давления на входе и сливе; xJf х , хп — перемещения золотника, цилиндра, поршня и нагрузки (стрелками показаны положительные направления перемещений); pi, р2 — давления в полостях цилиндра; Qi, Q2 — потоки в полости силового цилиндра
Шд;, тп, Шц — массы нагрузки, поршня, цилиндра; С\, С^, CQ — жесткости крепления, силовой передачи и нагрузки; F (t) — внешняя сила; pQX> рСЛ — давления на входе и сливе; xJf х , хп — перемещения золотника, цилиндра, поршня и нагрузки (стрелками показаны положительные направления перемещений); pi, р2 — давления в полостях цилиндра; Qi, Q2 — потоки в полости силового цилиндра
(1)195(1)195
(1)
195
(1)
195
сти давлений, а его перемещение не превышает ширины окна втулки, то уравнение расхода первой полости гидроцилиндра, работающего в режиме двигателя, может быть записано в следующем виде:
Q1 = / W V Pax — Ар sign Х3 — Кут Ар,
где Кут — коэффициент утечек золотника;
/ (хэ) — нелинейная функция перемещения золотника (для ее определения можно использовать скоростную характеристику исполнительного механизма);
Ар = Pi — р2 (где Рги Рг — давления в полостях цилиндра).
В то же время на основе уравнения баланса расходов полости гидроцилиндра
л — р d(xn хч) .\\ d Ар .,
где VT — объем первой полости, на который распространяется изменение давления от действия нагрузки;
Ltim — коэффициент утечек гидроцилиндра;
В — объемный модуль упругости масла.
В результате открытия золотника изменение давления распространяется на объем, больший объема полости цилиндра. Чтобы учесть это, положим
V. = KVo,(3)
где К > 1;
Уо — объем одной полости гидроцилиндра при среднем положении поршня.
Заметим, что для гармонических перемещений золотника некоторые авторы предлагают брать К — 2.
Подставив значение Vt из выражения (3) в соотношение (2) и выполнив преобразования, получим
Q -= / (^з) VP.X— ^Р Signes — (КуТ -|- LyT) Др; (4)
П — Р d Х^ _L ^V» d^P 4 Г dt t 2B ' dt ’
где Q —- расход жидкости без учета утечек гидроцилиндра.
Соотношение (4) можно рассматривать как приближенное аналитическое описание нагрузочной характеристики исполнительного механизма. Сравнение расчета, выполненного по соотношению (4), с экспериментальной нагрузочной характеристикой реального исполнительного механизма показало, что это соотношение достаточно точно описывает нагрузочную характеристику при | Ар | < 0,8рвЛ. (рис. 2).
Соотношение (4) может быть линеаризовано
Q =Л1х3-К2Ар,(6)
где Къ Ki — средние значения частных производных -^- и "1^- в рабочей области.
К соотношениям (4), (5) или (6), (5) нужно добавить зависимости, определяющие движение поршня, нагрузки и цилиндра. 196
Запишем уравнения движения механической системы цилиндр—нагрузка (рис. 1) в форме уравнений Лагранжа второго ряда:d / dL \dL _ J
dt ( dlCN / N
d ( dL \dL n
di дхц )дхч - W
Функция Лагранжа рассматриваемой системы имеет вид
L = -у tnN (xw) + -^-тп (хп) + -у тц (хц)3 —
-4-С,Ц„-х„)=- 4-СД-А-СД (8)
Будем полагать, что диссипативные силы пропорциональны скоростям. В этом случае обобщенные силы определяются соотношениями:
QxN = К (ОQxN = К (ОKnXn\KnXn\
QxN = К (О
QxN = К (О
KnXn\
KnXn\
(9)(9)Q4 = F^p — кп кч — ^ч);
(9)
(9)
QxH — FNp — Кп кч — ЧУ .
На основании выражений (7)—(9) уравнения движения механической системы цилиндр—нагрузка записываются в следующем виде:
d2x,,
mN -dir- - С« k4 ~ xN) + CaxN = F^- KN^\
(10)(10)m“ T + C« Iх» - = F&P - Kn d(Xndt *ц)
(10)
(10)
d2X» mH~drd2X» mH~dr+ 0^ = - F^p - Kn d^dt Хц)
d2X» mH~dr
d2X» mH~dr
Добавляя к системе уравнений (10) уравнения расходов (6) и (5), получаем линеаризованную систему уравнений, описывающую движение исполнительного механизма:
Q = К1Х3 — К^р\
d(xn—x^ ; KVo d\pdt2B ‘ dt ’
(11)(11)mN dt^^к ^" — Xn^ + ^aXN — ^ k^) Kn dtmn^-YCK kxa - xN) = F\p - Kn d{Xn^X4};
(11)
(11)
тц -^ + C^ = - Fbp - Kn ^=^ •
При значительной инерционной нагрузке массами поршня и цилиндра можно пренебречь:
тп тц = О-тп тц = О-Q сп^сскQ сп^сскиии — экспериментальная; штриховые — расчетная)иии — экспериментальная; штриховые — расчетная)-a склеек-a склеек
тп тц = О-
тп тц = О-
Q сп^сск
Q сп^сск
иии — экспериментальная; штриховые — расчетная)
иии — экспериментальная; штриховые — расчетная)
-a склеек
-a склеек
Кроме того, для мощных исполнительных механизмов можно полагать
ииTZ А (ХП Хц)«TZ А (ХП Хц)«(13)(13)
и
и
TZ А (ХП Хц)«
TZ А (ХП Хц)«
(13)
(13)
Преобразуем второе уравнение системы (11), что позволит ввести понятие «гидравлическая пружина». Такой подход обеспечивает наглядность и позволяет упростить схемы моделирования.
Введем обозначения
dx
F^-Q-(14)
dxn
Заметим, что скорость имеет определенный физический смысл. С этой скоростью перемещался бы поршень, если бы жидкость была несжимаемой, а крепление гидроцилиндра абсолютно жестким.
Подставив выражение (14) во второе уравнение системы (11), после интегрирования получим
"^"K-^-^)] =/?АР + С- '<15)
Обозначим
Константу Сг назовем жесткостью гидравлической пружины.
Отметим также, что постоянная С в соотношении (15) при нулевых начальных условиях обращается в нуль.
Если выполняются условия (12) и (13), то система уравнений (11) с учетом соотношений (14)—(16) упрощается:
р^ = Kix3 — К^р; Сг [хп — (хп — xj] = FAp + С; dt
d-xdxM 1 (17)
mN-^-CK(xn-x^-CaxN - F(tV-KN^;
CK <xn — ^) = Fkp; Сахц = — F^p.
Применим к системе уравнений (17) преобразование Лапласа при нулевых начальных условиях.
После этого система уравнений (17) приводится к следующему виду:
FSx>Kvx3-K^P;1
усаусаF\p --=0^ — xNV
уса
уса
Xn '~~С^ + х^ } (18)
C^ = — Fkp,
где
с2 с + ск + сз ’ с' С + с3 ■
На основании системы уравнений (18) построена структурная схема рис. 3.
Допустим, что
Ca = F(t) = O.(19)
Решая систему (18) при условии (19), получаем
(20)
Рис. 3. Структурная схема исполнительного механизмаРис. 3. Структурная схема исполнительного механизма
Рис. 3. Структурная схема исполнительного механизма
Рис. 3. Структурная схема исполнительного механизма
Как правило, в реальных исполнительных механизмах K,KN .
(21)(21)4^«
(21)
(21)
тогда
ХпХпГ т КFs с^52 + ^Г т КFs с^52 + ^S + 1^К^кS + 1^К^кК^С^тК^С^т(22)(22)
Хп
Хп
Г т К
Fs с^52 + ^
Г т К
Fs с^52 + ^
S + 1
^К^к
S + 1
^К^к
К^С^т
К^С^т
(22)
(22)
(23)(23)Аналогично с учетом выражения (21) получаемxn 1
(23)
(23)
fS « S2+ jv 1+22S+1
nt с
ХЦKix3ХЦKix3С-С-'2'2КСут \ ргк 1г Ллг 7КСут \ ргк 1г Ллг 7(24)(24)
ХЦ
Kix3
ХЦ
Kix3
С-
С-
'2
'2
КСут \ ргк 1
г Ллг 7
КСут \ ргк 1
г Ллг 7
(24)
(24)
Обратная связь контура привода начинается или с нагрузки, или с датчика (например, потенциометра), установленного на гидроцилиндре.
В последнем случае щетку потенциометра закрепляют на поршне, а каркас — на корпусе цилиндра. Сигнал обратной связи в этом случае пропорционален разности хп — хц. Используя соотношения (22) и (24), получаем
Хп — ХцК\Х3Хп — ХцК\Х3^2^5^ ^^2^5^ ^FS ^S9-FS ^S9-(25)(25)
Хп — Хц
К\Х3
Хп — Хц
К\Х3
^2^5^ ^
^2^5^ ^
FS ^S9-
FS ^S9-
(25)
(25)
Если жесткость крепления цилиндра велика, то
С3 оо; хц^ 0.(26)
При выполнении условия (26) передаточная функция исполнительного механизма выражается
хы _
КЛХ3 —
пг
FS — S2 4- сх
К2 сх
(27)
г Av /
или, если потенциометр обратной связи установлен на цилиндре, '■
Хп
-^ S’ + ^ S -I- I
Кхх3
гидро
- (28)
где
. О2\N /
Соотношения (27) и (23) показывают, что если за выходную координату принимается перемещение нагрузки, то передаточная функция исполнительного механизма может быть представлена в виде произведения передаточных функций интегрирующего и колебательного звеньев. •
.. Если.,выходной координатой является перемещение поршня, то передаточная функция становится более сложной и определяется соотношениями (25) и (28).
На рис. 4 показаны экспериментальные частотные характеристики исполнительного механизма со следующими параметрами: т. = 4,3 кг-сек2/см; Ск = 3,4 • 104 кг!см; Сг — 6 -104 кг!см; Са=0
Рис. 4. Частотные характеристики реального исполнительного механизма:
1 — экспериментальные; 2 — расчетные
С3 = сю; F (Z) = 0; F = 78,5 см2; К2 = 2,8 см5 /кг-сек; Км = = 50 кг!см!сек.
В качестве выходного сигнала записывалось перемещение поршня. На этом же рисунке приведены частотные характеристики, полученные путем расчета по соотношению (28). Хорошее совпадение расчетных и экспериментальных характеристик показывает, что при небольших гармонических входных сигналах уравнения линейного приближения достаточно точно описывают движение исполнительного механизма.
Подъем фазовых характеристик (рис. 4) объясняется наличием звена второго порядка в числителе соотношения (28). Необходимо отметить, что чем больше жесткость силовой передачи от поршня к нагрузке (чем больше С^, тем выше резонансная частота числителя соотношения (28) и тем позже наступает подъем фазовой характеристики. Поэтому если жесткость силовой передачи значительно больше жесткости «гидравлической пружины», то при анализе исполнительного механизма и контура привода, например его устойчивости, можно не учитывать действие числителя соотношения (28) и полагать хп = xN.
И. В. Кононов
НАСОСЫ И ГИДРОАППАРАТУРА,РАЗРАБОТАННЫЕ В ЭНИКМАШе
В настоящее время в ЭНИКМАШе (Экспериментальном научно-исследовательском институте кузнечно-прессового машиностроения) ведутся работы по созданию малогабаритных насосов для эмульсии и воды с давлением 320 кПсм2 и весом 8—12 кг/квт, которые могут быть использованы в гидропрессовых установках и гидромашинах смежных отраслей промышленности.
Существующие отечественные и зарубежные насосы для эмульсии и воды пока не отвечают современным требованиям развивающейся промышленности ни по номенклатуре изделий, ни по технико-экономическим показателям. Примерный перечень насосов, выпускаемых в СССР и за рубежом, и их краткая техническая характеристика приведены в таблице.
Так, насосы для воды имеют вес в основном 15—70 кг на 1 кет мощности.
В ЭНИКМАШе разработаны насосы, вес которых составляет в среднем 8—12 кг!квт. Предварительные испытания этих насосов в течение 5000 ч работы с полной нагрузкой показали удовлетворительные результаты. В настоящее время насосы производительностью 200 л!мин, давлением 320 кПсм- находятся в эксплуатации.
Общий вид насоса показан на рис. 1, конструкция — на рис. 2. Отличительной чертой этого насоса является конструкция приводного узла. Плунжер насоса выполнен таким образом, что одновременно исполняет функции крейцкопфа и плунжера. Шатун передает усилие от эксцентрика вала на центральную часть плунжера через палец. Плунжер двигается в двух направляющих втулках, расположенных по обе стороны пальца. Такая конструкция плунжера позволила сократить габариты насоса на величину размера крейцкопфа и одновременно сохранить достаточный ход плунжера.
Клапанная группа насоса выбрана на основании экспериментальной проверки ее работоспособности при различных числах оборотов 500—1000 и различном конструктивном исполнении.
203
Марка насоса
Давление в кГ/см*
Расход в л/мин
Диа- метр плунжера в мм
Ход плунжера в мм
Число оборотов вала насоса в минуту
Теоретически необходимая мощность в кет
Двигатель
Вес в т
G:N в т/кат
Установочные габаритные размеры в мм
о
S я
°5я 5 O.S в о 2 У о и
ig
2 S
s eg
5 = 5 ч § о И
ГБ-354
200
100
40
80
340
32,6
40
730
1 200
1 780
36,8
2980 X 1090X750
ГА-347
100
200
60
80
340
32,6
40
730
1 200
1 780
36,8
2980 X 1090X780
ГА-364
320
70
36
80
340
36,5
55
730
1 200
1 780
32,9
2980Х 1090X780
Г-333
50
300
60
80
520
24,5
40
975
1 100
1 590
45
3020 X 980 X 890
ГБ-351
200
30
25
62
400
9,78
14
970
315
520
32,5
1875X686X620
Г-301А
320
680
90
420
95
354,6
500
980
25 000
33 800
70
6290X4180X1920
ГА-360
320
400
60
150
320
208,5
250
750
3 626
7 750
23,5
4010Х2210Х 1075
2ГА-359
100
1000
70
150
320
163
250
750
9 668
12 768
60
2210Х6950Х 1240
2Р-500
120/500
690/180
—
160/43
135/147
150
4260
4 260
—
29
2300Х 1310Х 1058
ЗР-500
228/500
1200/540
192/86
446/440
450
4 584
—
11,5
2300Х 1287Х 1110
Т25/340
340
400
95,5
220
450
Г-305
320
500
—
300
261
300
7 200
—
27,5
—
Г-416
320
750
—
—
500
391
500
11 500
—
29
—
Г-419
320
1500
500
782
500
11 500
—
15
—
Т-1
200
12
25
32
290
3,9
7
1500
300
535
77
1360X730X627
ТЗ/250
250
50
32
50
500
20,3
50
1500
590
1 250
29
2000Х985Х 1244
СНТРШ (ЧССР)
310
125
—
63
64
5 000
78
45/100 СИГМА
350
170
97
95
2 150
16
1340Х 1190Х 1160
(США) Р-310 (США)
360
58,5
34
35
950
27
1280Х 1050X690
Р-310 (США)
360
97,5
57,2
57,2
1 500
—
26
1340Х 1400X690
Н-8
703/422
2320/227
—
5182 X 3073X1524
Н-10
703/422
1680/272
—
—
—
—
6299Х 3582Х 1752
Н-10
703/422
2150/345
7010Х3714Х 1829
Н-15
703/422
3400/590
—
—
7579Х 9495Х 1905
H-2V1
703/422
250/42,6
—
—
2438X980X914
н-з
703/422
300/113
—
—
—
3048Х 1524х 1295
Н-5
84,4/422
600/132
—
—
—
—
—
—
—
—
—
3810Х 1524Х 1524
Наиболее рациональными клапанами оказались шаровые; число оборотов, при котором клапаны с подпором 2—3 м работают без стуков, составляет 600—750 об/лшн.
Были проведены работы по определению величины и причины нагрева мотылевых подшипников эксцентриковых насосов. Выяснено, что при числе оборотов вала свыше 500 в минуту и эксцентрицитете больше 10—15 мм начинают в значительной мере сказываться инерционные силы, действующие на сепаратор под-
Рис. 1. Общий вид иасоса
шипника, от относительного движения обойм подшипника и от центробежных сил.
Количество дополнительной мощности, переходящей в тепло, только относительного перемещения сепаратора и роликов может быть выражено формулой
^0,715 • 10~7^/г3г2т-^- кет,
где к — коэффициент трения материала ролика по материалу сепаратора;
п — число оборотов вала в минуту;
г — радиус окружности центра роликов подшипника в см; т — масса сепаратора в кГ -сек21см;
е — эксцентрицитет насоса в см;
I — расстояние от центра подшипника до пальца крейцкопфа в см (т. е. пропорционально числу оборотов в третьей степени).
На основании предварительных расчетов и экспериментов были подобраны параметры подшипников, обеспечивающих
206
работоспособность насоса с числом оборотов 600—750 в минуту при температуре движущихся частей 65—70° С.
Уплотнительный узел насосов состоит из двух частей: 1) рабочие уплотнения; 2) отбойные уплотнения.
В ЭНИКМАШе проверяли работу следующих уплотнений: резиновых; древесных; капроно-древесных; капроновых; капроновых с резиной.
Наилучшие результаты получены при работе насосов с уплотнениями доместик; их стойкость составляла 400— 600 ч.
Рабочие уплотнения в насосах поджимаются пружинами и во время работы не требуют регулировки. Отбойные уплотнения предохраняют картер от попадания воды из рабочих уплотнений. На отбойные уплотнения не передаются усилия от давления рабочей жидкости; они поджимаются только пружиной.
Смена рабочих уплотнений проводится со стороны всасывающего клапана без отсоединения плунжера.
На базе насоса ЗЗН10 были разработаны различные модификации.
Кроме указанных насосов постоянной производительности, разрабатывается насос переменной производительности 750 л/мин давлением 320 кПсм2. Насос предназначается для работы в гидросистемах мощных трубопрофильных прессов, нуждающихся в программном управлении скоростью движения рабочих органов.
Техническая характеристика насоса 33 Н П-75
Давление в кГ/см? 320
Производительность в л/мин 750
Число плунжеров 5
Диаметр плунжера в «мм 90
Число оборотов вала в минуту 500
Габаритные размеры насоса в мм1950X1860X1765
Вес насоса в кг 4845
Отношение в кг'кет 12,5
N
Механизм изменения производительности состоит из вала с эксцентриком, на который насажена эксцентрическая втулка. Разворот втулки на валу производится путем перемещения специальной крестовины в продольном пазу вала. Концы крестовины снабжены роликами, которые движутся в винтовых пазах эксцентрической втулки, что заставляет ее вращаться относительно вала.
В ЭНИКМАШе проводятся также работы по созданию долговечных масляных насосов с давлением 320 кПсм\ мощностью 100—150 кет, переменной производительности для кузнечнопрессового оборудования и оборудования других отраслей промышленности.
В ЭНИКМАШе ведутся также работы по созданию разгрузочно-предохранительной аппаратуры для эмульсии и воды на давление 320 кПсм- и расходы 100—1200 л/мин.
В гидросистемах с использованием эмульсии при давлениях свыше_200 кПсмг обычно применяются предохранительные клапаны прямого действия (пружинные или грузовые) для расходов до 100 л/мин.
В настоящее время разработана конструкция предохранительного клапана с индикаторным стержнем для расходов 140, 280, 560 и 1200 л!мин и давлений до 320 кПсм1-
Клапаны обладают полной герметичностью, так как не имеют уплотнений по цилиндрическим притертым поверхностям; это позволяет использовать их для эмульсии и воды.
При отработке клапанов уделялось большое внимание устойчивости их работы и снижению вибраций и шума.
Разработана конструкция предохранительно-охолостительного клапана для насосов большой мощности, работающих в гидросистемах аккумуляторных станций.
В ЭНИКМАШе проводится также работа по совершенствованию аппаратуры управления гидравлическими прессовыми установками. Разработан гидравлический командный аппарат для осуществления автоматической работы гидравлических исполнительных механизмов в желаемой последовательности.
Канд, техн, наук Т. В. Алексеева
ОПТИМАЛЬНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ГИДРОПРИВОДАЗЕМЛЕРОЙНО-ТРАНСПОРТНЫХ МАШИН
Более половины всего парка землеройно-транспортных машин (скреперы, бульдозеры, автогрейдеры) для управления рабочими органами имеет гидропривод. Планами перспективного развития предусматривается оснащение гидроприводом всех вновь выпускаемых землеройно-транспортных машин.
Рис. 1. Структурная схема мобильного агрегата с гидроприводом для управления рабочим органом:
I — двигатель; II — трансмиссия; III — рабочий орган; IV — исполнительный механизм гидропривода; V—насос и усилитель
В общей схеме этих машин при выполнении установившегося рабочего процесса гидропривод не оказывает непосредственного действия на загрузку двигателя, однако для обеспечения требуемой производительности машин обоснованный выбор его параметров имеет большое значение.
Назначение и расположение исполнительных механизмов гидропривода понятны из прилагаемой схемы машины (рис. 1).
Гидроагрегаты землеройно-транспортных машин работают в условиях резко выраженных цикличных нагружений.
Специфические условия технологических процессов землеройно-транспортных машин должны быть учтены при обосновании параметров гидропривода и его режима работы.
Поэтому обоснованное сочетание параметров машины и гидропривода и их рабочих режимов может обеспечить получение оптимальной производительности.
14 ВНИИГидропривод 8332 09
В задачу исследований входило:
Выявление наиболее характерных условий при сочетании работы машины и гидропривода и составление энергобаланса агрегата при этом сочетании.
Выявление наиболее характерных процессов в работе гидропривода.
Составление рекомендаций по выбору основных параметров и оптимизации рабочего режима гидропривода для повышения производительности машин.
При рассмотрении технологических процессов, выполняемых землеройно-транспортными машинами, можно установить следующие характерные условия, при которых происходит включение гидропривода.
Машина выполняет технологический процесс в условиях работы двигателя на регуляторной ветви скоростной характеристики, когда сумма моментов сопротивления копанию Мк и передвижению Мп значительно меньше момента двигателя и включение гидропривода с потребным крутящим моментом Мг не приводит к превышению Мр (момента двигателя на регуляторе), т. е.
М„ 4- ЛД + Мг < Мр.
При этих условиях обычно работают машины непрерывного действия — автогрейдеры, грейдер-элеваторы, планировщики.
Внешнее сопротивление близко по своей величине к номинальному крутящему моменту двигателя и включение гидропривода приводит к некоторой перегрузке двигателя. Эти условия характерны для машин, энергозатраты при выполнении технологического процесса которых еще не требуют перегрузки двигателя. Такие условия создаются в процессе наполнения рабочего органа грунтом. В этом случае можно считать, что
Мп + Мк + Мг > Мр.
Для выполнения технологического процесса требуется момент двигателя, превышающий номинальный момент Мр; включение гидропривода приводит к значительной перегрузке двигателя. Работа машины в этих условиях характерна для последних стадий наполнения рабочего органа грунтом (бульдозеры, скреперы), а также при преодолении больших случайных препятствий.
Для этого случая можно также записать:
Мп + Мк + Мг » Мр.
Из возможных трех случаев работы машины с включенным гидроприводом наиболее интересны два последних, которые происходят в условиях работы двигателя на безрегуляторной ветви скоростной характеристики.
Указанные условия характерны для работы бульдозеров и скреперов, так как известно, что число включений гидропривода 210
у этих машин составляет 800—1200 в час. Если допустить, что каждое включение механизма подъема длится 1,5—2 сек, то можно считать, что около 50% времени машины работают в этих условиях.
Основными параметрами гидропривода землеройно-транспортных машин являются: мощность Мг, момент Мг, давление масла в системе р, производительность насоса QH, усилие на рабочем органе Sn и скорость передвижения рабочего органа ип [3].
Не обосновывая необходимость назначения наибольшего рабочего давления в системе, допуская, что оно выбрано опти
мальным для данного типа машин, рассмотрим обоснование потребной мощности гидропривода или соответствующего ей крутящего момента для преодоления возможного сопротивления при изменении положения рабочего органа.
При назначении величины потребной мощности гидропривода и связанных с ней величин Мг, QH, ип, 8п при заданном давлении р необходимо исходить из общего энергобаланса мобильного агрегата, который может быть выражен для условий неустановившегося движения:
Мр + АЛ1 ± Jne = Мк +
+ Мп + Мг,
где в левой части суммируются движущие моменты (рис. 2), а в правой — моменты сопротивления.
Не рассматривая моментов сопротивления Мк и Мп, которые характеризуются показателями выполняемого технологического процесса, перейдем к анализу возможных изменений параметров гидропривода и энергобаланса агрегата при замедлении поступательного движения агрегата вследствие перегрузки двигателя, когда в большинстве случаев включается гидропривод для вы- глубления режущей части рабочего органа.
Оптимальные значения основных параметров гидропривода должны обеспечить получение наибольшей производительности машины в данных условиях.
Производительность землеройно-транспортных машин Q зависит от тяговой мощности агрегата NT, которая должна обеспечивать преодоление технологических сопротивлений WK, Wn и необходимую скорость поступательного перемещения машины ит, т. е.
Q = К^т = 7С2^ (Fk + W„),
где ^ и К2 — коэффициенты пропорциональности. 14*
При имеющейся мощности или, переходя к более общим случаям, при данном энергозапасе А производительность землеройнотранспортной машины будет тем больше, чем больше будет отдано энергии для выполнения поступательного движения машины Ап. Энергозатраты Аг на управление (подъем рабочего органа) при этом должны быть минимальными, так как
А = Ап + Аг.
Рис. 3. Применение линейного программирования для выбора оптимальных параметров гидроприводаРис. 3. Применение линейного программирования для выбора оптимальных параметров гидроприводаОднако потребление энергии на управление рабочим органом, т. е. на гидропривод, определяется необходимыми показателями системы управления данной машины и особенностями технологического процесса. Для механизмов подъема рабочего органа, определяющего в основном параметры гидропривода, такими показателями будут: преодолеваемое усилие Sn и скорость подъема и„, т. е. мощность Ns или необходимый момент Мг, которыми должен обладать гидропривод при выполнении данного технологического режима.
Рис. 3. Применение линейного программирования для выбора оптимальных параметров гидропривода
Рис. 3. Применение линейного программирования для выбора оптимальных параметров гидропривода
Таким образом, необходимо такТаким образом, необходимо такУсилие S„ для заданной машины достаточно определенно [ 1 ] и не может быть изменено, а скорость ип может быть выбрана из условий обеспечения необходимой мощности N^ или момента Л4г. распределить имеющийся
Таким образом, необходимо так
Таким образом, необходимо так
энергозапас А между двумя источниками потребления, чтобы получить максимально возможную производительность. Решение подобной задачи удобно произвести методом линейного программирования.
Применяем графический способ линейного программирования с введением следующих условий ограничения (рис. 3):
(1)(1)Art + Аг < А;
(1)
(1)
Ап > Аг; (2)
Аа > A min. (3)
Используя указанные условия ограничения, в системе координат АпАг находим, что оптимальное распределение энергозапаса соответствует координатам Апопт и Аг min (рис. 3).
Минимальное значение энергозатрат для привода насоса гидропривода можно определить из уравнения энергобаланса агре- 212
гата или его баланса моментов в наиболее характерные периоды времени выполнения технологического процесса.
Наиболее характерным периодом будет окончание наполнения рабочего органа грунтом и одновременное включение гидропривода для выглубления режущей части рабочего органа.
В этот период происходит перегрузка двигателя, которая сопровождается снижением угловой скорости коленчатого вала двигателя <о, уменьшением поступательной скорости агрегата цт и пропорциональным падением производительности насоса гидропривода. Уравнение баланса моментов с учетом скоростной характеристики двигателя на безрегулярной ветви и соответствующих показателей неустановившегося движения агрегата ап можно выразить
Мг = Мд- К0КуА0 (а0 - а„/)2 I,(4)
где Ма — движущий момент агрегата;
Ко — коэффициент, учитывающий кинематику механизмов;
Ki — коэффициент, учитывающий характеристику грунта;
А о — интенсивность возрастания тяговых сопротивлений [8]; ц0 — начальная скорость передвижения агрегата;
/ — время неустановившегося движения агрегата.
Движущий момент агрегата выражается суммой моментов:
Ма = Мр + АМ + J^e,
где Мр — момент двигателя при максимальной мощности;
АМ — добавочный динамический момент двигателя;
Jn — приведенный момент инерции всех вращающихся и поступательно движущихся частей агрегата;
е — угловое ускорение (замедление) коленчатого вала двигателя.
После преобразования выражения (4) находим экстремальное значение функции:
т = к^а И - Чл' + 3“.Г).
Значение времени /, при котором будет минимальный крутящий момент, необходимый для привода насоса, не должно превышать значения ta, определяемого из уравнения запаса кинетической энергии [6 ]:
dt = dto.
Мр
Для скрепера на базе трактора С-80 ta як 1,15 сек.
По полученным зависимостям было установлено, что обычно скорость подъема ип для сокращения времени возможной перегрузки необходимо увеличить.
Проведенные экспериментальные исследования машин Д-357, Д-535, Э-153, Д-183 и др. позволили установить снижение угловой
213
скорости коленчатого вала двигателя и время неустановивше- гося режима работы машины и гидропривода при перегрузке двигателя (рис. 4).
Угловые скорости снижаются на 40—45% от величины шр, а время неустановившегося движения машин в этом случае составляет 1,4—2,2 сек,.
При испытании всех указанных машин был обнаружен вакуум в верхней части цилиндра механизма подъема рабочего органа [2].-Для изучения этого нежелательного явления нами проведены исследования процесса наполнения цилиндра маслом при опускании рабочего органа.
В землеройно-транспортных машинах опускание рабочего органа производится при переключении золотника распределения в положение, при котором нижняя полость цилиндра соединяется с баком, а в верхнюю полость поступает масло из насоса. Как показали наши экспериментальные исследования машин пяти типов (Д-353, Д-357Г, Д-475 и др.), в верхней части цилиндра при опускании рабочего органа возникает вакуум. Величина вакуума достигает 300—550 мм рт. ст. Быстрое падение рабочего органа приводит к разрыву потока жидкости в верхней части цилиндра вследствие недостатка производительности насоса.
Разрыв потока жидкости вызывает возникновение_ кавитационного режима, приводит к выделению воздуха из масла [3]. Ниже приводятся теоретические объяснения возникновения этого явления.
Рассмотрим схему механизма, обеспечивающего опускание рабочего органа (рис. 5).
Примем следующие обозначения:
т — приведенная масса падающих частей (поршень, шток, детали рабочего органа и т. п.);
ръ pi — давление соответственно под поршнем и в сливном трубопроводе;
у — объемный вес масла;
/„ — площадь сечения рабочей части поршня;
/ — площадь сечения выходного трубопровода;
о — скорость движения поршня;
QH — производительность насоса; а — коэффициент расхода при истечении;
Fc — сила сопротивления движению поршня вниз;
Р — движущая сила; х — перемещение поршня.
Для того чтобы установить, достаточна ли выбранная производительность насоса, требуется найти законы изменения пути и скоро
сти по времени при падении поршня, нагруженного рабочим органом, т. е. найти х = ^ (/) и о == f2 (f).
Сделаем некоторые допущения. Точка О крепления штока к балке и рабочему органу движется по прямой линии, так как
радиус дуги достаточно велик, сила трения поршня о стенки цилиндра постоянна; вязкость масла, его объемный вес и коэффициент расхода а постоянны, разница в высотных отметках мала.
Согласно второму закону Ньютона
du ndu„
т -^- = Р или т -5^ = mg — Fc,
(5)(5)где
(5)
(5)
Fc = FTP + &у2
(здесь &о2 — сопротивление при вытекании масла).
Эта зависимость может быть получена из рассмотрения условий равновесия жидкости в цилиндре.
Перепад давления в цилиндре может быть определен из выражения:
(6)
можноможноПроизведя преобразования и обозначая к =” -
можно
можно
установить, чтоустановить, что
установить, что
установить, что
Если обозначить
mg — Ftp = р, то можно записать
т = Р — кгР.at
Разделив переменные и проинтегрировав, получим
dt = т f
J Р — «у 2
Решив это уравнение, после ряда преобразований придем к выражению
t =In —,(7)
где
Fo = (Px-P’iVn-
Эту же зависимость можно выразить через скорость установившегося движения ир, если ввести ранее установленные значения к и Р.
Тогда
- 1п2₽+£.(8)
2кир ир — и' '
Из этого выражения после соответствующих преобразований можно получить законы изменения скорости и пути движения поршня. Если допустить, что —~- = Р> ТО для скорости
(9)(9)(10)(10)_ Ур(^-О(ерг + 1) *
(9)
(9)
(10)
(10)
или через гиперболические функции v = ир th
для путидля путиИЛИИЛИX = ^lnch (^-).X = ^lnch (^-).(12)(12)
для пути
для пути
ИЛИ
ИЛИ
X = ^lnch (^-).
X = ^lnch (^-).
(12)
(12)
(_И\
х = ^1п(^+г 2)-^-1п2,(11)
Рис. 6. Изменение пути и скорости движения поршня в цилиндре при опускании рабочегоРис. 6. Изменение пути и скорости движения поршня в цилиндре при опускании рабочего(13)(13)
Рис. 6. Изменение пути и скорости движения поршня в цилиндре при опускании рабочего
Рис. 6. Изменение пути и скорости движения поршня в цилиндре при опускании рабочего
(13)
(13)
По полученным зависимостям (9) и (11) можно построить гра
фики изменения скорости при опускании рабочего органа для любой машины.
На графике (рис. 6) даны изменения пути и скорости движения поршня в цилиндре при опускании рабочего органа бульдозера на базе трактора МТЗ-2 по зависимостям (9) и (12). На этом же графике нанесены действительные скорость и путь, записанные осциллографом при экспериментальном исследовании гидропривода бульдозера на базе трактора МТЗ-2. Как видно из графика, действительные величины од и хд несколько отличаются от теоретических, что может быть объяснено сделанными допущениями, а также неточностью некоторых принятых коэффициентов.
Для того чтобы установить условия, при которых
возникает вакуум в верх- органа машины ней части цилиндра при
падении рабочего органа, необходимо определить время заполнения цилиндра маслом. Вакуум в верхней части цилиндра возможен, когда объем при опускании поршня цилиндра превышает объем масла, подаваемого в верхнюю часть цилиндра за то же время насосом выбранной производительности QH, т. е.
•п 60’
где Т — время, необходимое для полного опускания поршня, веек; /„ — площадь поршня.
Время Т может быть найдено по одной из ранее полученных зависимостей (9)-(12).
Для примера приводим выражение для определения времени Т, которое было получено из формулы (6) путем подстановки вместо х величины полного хода Н и некоторых преобразований с введением обратных гиперболических функций:
Т = arch (е^).
Для удобства вычисле- / mix ния выражение arch \eni ) можно разложить в ряд, ограничиваясь его первыми тремя членами:
/ ^\ Г / ^\ arch \em ) = In \2е m )
2-22-21-31-32-4-4 \em )
2-2
2-2
1-3
1-3
Практические расчеты показывают, что третий член дает сотые доли секунды и может не учитываться. Для цилиндра с заданными параметрами теоретическое время полного спуска поршня составляет Т = 0,48 сек, а действительное время по осциллограммам составляло 0,7—0,9 сек. В верхней
части цилиндра был зафиксирован вакуум с величинами 480— 550 мм рт. ст. На приведенной копии типовой осциллограммы линия величины вакуума хорошо видна (рис. 7).
Экспериментальными исследованиями на лабораторном стенде и в полевых условиях были установлены зависимости величины вакуума от высоты падения поршня рабочего органа и от веса падающих частей.
Отсутствия вакуума можно достигнуть:
подбором насоса с соответствующей производительностью по зависимости (13);
установкой в сливном патрубке цилиндра дросселя-шайбы, размер проходного сечения которого может быть определен из условий необходимой скорости истечения масла через сливной патрубок;
включением в гидросистему аккумулятора для компенсации недостающего объема масла.
На основании всего изложенного материала можно сделать следующие выводы:
Расчетным периодом для определения потребной мощности двигателя гидропривода Л7а машин цикличного действия является окончание процесса наполнения рабочего органа грунтом и одновременное включение гидропривода для снятия перегрузки двигателя путем выглубления режущей части рабочего органа.
При определении основных параметров гидропривода необходимо исходить из общего энергобаланса мобильного агрегата, связывающего параметры машины от, G, /3, характеристику двигателя Д^-, — и параметры гидропривода Мг, N3, ип.
Мр
Оптимальную величину необходимого крутящего момента Мг или мощности гидропривода Мг для обеспечения максимальной производительности машины можно получить, пользуясь графическим способом линейного программирования. Предварительные результаты работы указывают на необходимость увеличения мощности гидропривода существующих машин на 25—35% с доведением ее до 40—50% мощности двигателя.
Насос гидропривода по условиям обеспечения заданной скорости подъема рабочего органа для снятия возможной перегрузки двигателя должен быть проверен по производительности на отсутствие вакуума в верхней части цилиндра при опускании рабочего органа.
ЛИТЕРАТУРА
Алексеева Т. В. и др. Машины для землеройных работ. Машгиз,
Алексеева Т. В. Выбор основного параметра объемного гидропривода землеройных машин. «Строительные и дорожные машины», 1965, № 9.
Б а ш т а Т. М. Расчеты и конструкции самолетных гидравлических устройств. Машгиз, 1961.
БолтинскийВ. Н. Работа автотракторных двигателей при неуста- новившейся нагрузке. М., Сельхозгиз, 1949.
Вощинин А. И. Гидравлические и пневматические устройства на строительных и дорожных машинах. Машгиз, 1954.
Л ь в о в Е. Д. Теория трактора. Машгиз, 1952.
Погорелов В. И. Некоторые вопросы гидравлического расчета процесса наполнения цилиндра исполнительного механизма. Труды ЛПИ № 193, 1958.
Холодов А. М. Динамика землеройно-транспортных машин при резком возрастании сопротивлений. Труды ХАДИ. Вып. 22, 1960.
Канд, техн, наук Ю. Ф. Пономаренко
К ВОПРОСУ РАСЧЕТА ЦАПФЕННЫХ РАСПРЕДЕЛИТЕЛЕЙРАДИАЛЬНО-ПОРШНЕВЫХ ВЫСОКОМОМЕНТНЫХГИДРОМОТОРОВ МНОГОКРАТНОГО ДЕЙСТВИЯ
В настоящее время в горном машиностроении и других отраслях промышленности получают все большее распространение радиально-поршневые высокомоментные гидромоторы с цапфенным распределителем. Такие распределители выполняются обычно плавающими, подвижными относительно статора. В связи с этим распределитель мало подвержен износу и удовлетворительно работает при давлении до 200 кГ/см2. Однако, несмотря на преимущественное применение распределителей цапфенного типа, не существует методики их расчета, в связи с чем в ряде случаев они имеют повышенное сопротивление проходу жидкости или их объемные потери снижают технико-экономические показатели гидромотора.
Необходимо отметить, что 60—80% объемных потерь гидромотора и основные гидравлические потери происходят в распределителе. Таким образом, от правильного выбора параметров узла распределения во многом зависит экономичность, надежность работы, глубина регулирования, долговечность гидромотора.
Расчет распределителя обычно производят по средним скоростям движения жидкости, что, как будет показано ниже, ведет к значительным ошибкам. Расчет распределителя по фактору время — сечение неправильно отражает физическую сущность явления и не может быть рекомендован для применения.
На рис. 1 показан радиально-поршневой гидромотор МР16 с цапфенным распределителем. Гидромотор имеет объемную постоянную q = 16 л!об, развивает момент 2500 кГм при давлении 100 кГ1смг и число оборотов до 50 в минуту.
Примененный в гидромоторе цапфенный распределитель типичен для радиально-поршневых гидромоторов многократного действия. Обычно зазор между распределителем /(рис. 1)и распределительной втулкой 2 выбирается меньшим, чем биение подшипников 3, на которых вращается ротор. В связи с этим распределитель не
221
может быть жестко связан со статором, так как в этом случае
возникают недопустимые усилия на распределительной поверхности. Поэтому распределитель посажен в расточку корпуса (кол-
лектора) по посадке и уплотняется резиновыми кольцами. АЗ
Рис. 1. Гидромотор МР16: а — продольный разрез; б — поперечный разрезРис. 1. Гидромотор МР16: а — продольный разрез; б — поперечный разрез-Ф615--Ф615-
Рис. 1. Гидромотор МР16: а — продольный разрез; б — поперечный разрез
Рис. 1. Гидромотор МР16: а — продольный разрез; б — поперечный разрез
-Ф615-
-Ф615-
На рис. 2, а показан разрез распределителя и распределительной втулки, а на рис. 2, б показано направление утечек и перете- чек из напорных окон / в сливные окна //.
Дйаметр распределителя выбирается из конструктивных соображений с учетом размещения в нем всех напорных и сливных 222
каналов. Диаметр этих каналов определяется на основании гидравлического расчета сопротивлений движению жидкости.
Потеря давления при движении жидкости по каналам распределителя зависит от сечения каналов, скорости потока, коэффициентов сопротивления элементов канала, свойств жидкости.
Потери во многом определяются конструктивными особенностями распределителя и разработать рекомендации, пригодные
Рис. 2. Распределитель: а —разрез; б — развертка
для расчета любой конструкции, не представляется возможным. Поэтому рассмотрим общие вопросы расчета потерь в каналах распределителя.
Потеря давления при течении жидкости через местное сопротивление
у
=(1)
где £— коэффициент местного сопротивления [1], [2];
иж — скорость жидкости при проходе через местное сопротивление;
у — удельный вес жидкости.
Однако формула (1) пригодна для расчета среднего падения давления при постоянной скорости течения жидкости и постоян-
223
ном сечении канала, т. е. может быть применена для расчета сопротивлений в подводящих и отводящих патрубках. В каналах распределителя скорость жидкости обычно не остается постоянной, поскольку количество протекаемой в канале жидкости определяется скоростью поршня.
При переменной скорости жидкости по формуле (1) может быть найдено мгновенное падение давления на участке с данным местным сопротивлением. Среднее же за весь цикл изменения скорости жидкости падение давления определяется по потерянной мощности потока.
Мгновенная потеря мощности
У3 у
(2)
где Q = FKvM — расход жидкости в канале;
FK — площадь сечения канала.
При вращении гидромотора скорость жидкости в канале изменяется с периодом а„, поэтому средняя потеря мощности может быть определена по формуле
АЛ^ = — f ^^-FK da.(3)
р ап J ^8
о
Среднюю потерю мощности можно представить так же, как
АМ^, ср = &рм, cpQcpi(4)
гдегдеQ ср = -^ j Q da = ^ j Уж da — среднийооQ ср = -^ j Q da = ^ j Уж da — среднийоорасходрасходжидкожидко
где
где
Q ср = -^ j Q da = ^ j Уж da — среднийоо
Q ср = -^ j Q da = ^ j Уж da — среднийоо
расход
расход
жидко
жидко
сти через канал;
^Рм-ср— среднее, эквивалентное по потерям падение давления на участке с данным местным сопротивлением.
Из выражений (3) и (4) находим
откуда
(5)
или Эквивалентная по потерям скорость
у2 — Л
Ж. Жв пV /
“/2j ож^ао
Эквивалентную по потерям скорость можно выразить как
у2 = Кд)1 ,
ж. же v ср'\ • )
гдегдеК — коэффициент увеличения скорости; vcp — средняя скорость жидкости в канале;
где
где
уу^пор , хй — to — ср FK кс^пор , хй — to — ср FK кс^Qa. мРксг ’^Qa. мРксг ’(8)(8)
у
у
^пор , х
й — to — ср FK кс
^пор , х
й — to — ср FK кс
^Qa. м
Рксг ’
^Qa. м
Рксг ’
(8)
(8)
где Fnop — площадь поперечного сечения питающего канала поршня или нескольких поршней, перемещающихся одновременно;
2 — число поршней в ряду;
х — число ходов поршня за один оборот гидромотора; h — ход поршня;
со — угловая скорость гидромотора;
Qa-м — расход жидкости через гидромотор;
с = -2FL — коэффициент использования профиля [3];
ахР-
ар — рабочий угол профиля, на котором происходит формирование крутящего момента.
Таким образом, если определить коэффициент скорости К и подставить в формулу (1) квадрат средней эквивалентной скорости, то среднее эквивалентное по потерям значение давления будет найдено. По этому потерянному давлению вычисляется гидравлический к. п. д. канала при подаче жидкости в цилиндр.
Пользуясь приведенной выше методикой, определим среднюю эквивалентную по потерям скорость жидкости для характерных законов перемещения поршня. При этом необходимо рассмотреть два случая.ц
На рабочем участке направляющей одновременно могут находиться ролики только одной поршневой группы. Указанный случай наиболее распространен, поскольку большинство гидромоторов проектируется именно таким образом. В этом случае
аР <«2, откуда первое условие будет
zc < 2х.(9)
15 ВНИИГидропривод 833225
В этом случае расход или скорость жидкости в канале, питающем распределительное окно, может характеризоваться графиком, показанным на рис. 3, а.
На рабочем участке направляющей может размещаться несколько роликов поршневых групп или канал питает распределительное окно нескольких рядов цилиндров, смещенных друг
Рис. 3. Графики скорости жидкости в канале распределителя и скорости поршня и открытия окна распределителя:а — при zc < 2х; б — при Zic > 2х; в — при параболическом законе перемещения поршня; г — при трапецеидальной диаграмме скоростиРис. 3. Графики скорости жидкости в канале распределителя и скорости поршня и открытия окна распределителя:а — при zc < 2х; б — при Zic > 2х; в — при параболическом законе перемещения поршня; г — при трапецеидальной диаграмме скорости
Рис. 3. Графики скорости жидкости в канале распределителя и скорости поршня и открытия окна распределителя:
а — при zc < 2х; б — при Zic > 2х; в — при параболическом законе перемещения поршня; г — при трапецеидальной диаграмме скорости
Рис. 3. Графики скорости жидкости в канале распределителя и скорости поршня и открытия окна распределителя:
а — при zc < 2х; б — при Zic > 2х; в — при параболическом законе перемещения поршня; г — при трапецеидальной диаграмме скорости
относительно друга. Расход через канал в этом случае определяется графиком на рис. 3, б и второе условие будет
2 LC >2 LC >2х,2х,(Ю)(Ю)
2 LC >
2 LC >
2х,
2х,
(Ю)
(Ю)
где гх —- число цилиндров в ряду, если распределительное окно питает один ряд цилиндров или несколько рядов цилиндров, не смещенных друг относительно друга. Если окно питает у рядов цилиндров, смещенных друг относительно друга, то zY = zy.
Для первого случая, когда zc <2х, длительность подачи жидкости в распределительное окно составляет ар.
Для параболического симметричного и несимметричного закона движения поршня (рис. 3, в) К = 2.
Для закона движения с трапецеидальным графиком скорости поршня (рис. 3, г)
^ = 2(^1>’(И)
где
си (см. рис. 3, г).
Для циклоидального закона движения поршня К = 2,5.
Для второго случая, когда z^ > 2х, коэффициент увеличения скорости К для симметричного параболического закона движения
поршня (график / рис. 3, б) при — <а2
/<-2[| + 1б(1-^У]./<-2[| + 1б(1-^У].(12)(12)
/<-2[| + 1б(1-^У].
/<-2[| + 1б(1-^У].
(12)
(12)
При несимметричном параболическом законе движения поршня
(график 2 рис. 3, б) при а, <а2
12
где Сц = — — коэффициент
асимметрии цикла.
В рассмотренном выше случае при движении жидкости по каналам
распределителя изменялась только ее „. „ ,,
г_Рис. 4. Коэффициент сопроти-
скорость. При проходе ЖИДКОСТИ че- вления распределительного окна рез распределительное окно изме
няется расход жидкости и сечение окна. Кроме того, не может быть принят постоянным коэффициент местного сопротивления. Поданными. Е. Идельчика [2] коэффициент местного сопротивления задвижки в трубе круглого и прямоугольного сечения и поворотного крана в трубе круглого сечения, приведенный к сечению щели, изменяется в соответствии с кривой / на рис. 4. Аналогичное изменение коэффициента сопротивления можно принять и
для распределительного окна.
Кривую 1 можно выразить аналитически, но решение уравнения, определяющего потери в распределительном окне, при этом затруднено. Поэтому принимаем изменение коэффициента местного сопротивления по линейному закону (линия 2, рис. 4). При входе жидкости в цилиндр коэффициент местного сопротивления £ составляет примерно 0,5 [1 ]. Поэтому принято минимальное значение $ = 0,5 и соответственно смещена вся кривая сопротивлений, полученная по данным Идельчика. Максимальное значение С при полностью закрытом окне составляет 2,5.
15*15*Распределительное окно радиально-поршневого гидромотора обычно имеет удлиненную форму (рис. 2, б), для того чтобы
15*
15*
227
обеспечить необходимое сечение окна (встречаются и круглые окна, но гидромоторы с такими распределителями проектируют редко). В связи с этим при повороте ротора закон изменения сечения распределительного окна близок к линейному, и почти без потери точности можно принять график изменения сечения в виде прямой линии.
С учетом приведенных выше допущений потери давления при проходе жидкости через распределительное окно составляют
(И)(И)др - г: — у-,
(И)
(И)
' эко ^пр 2g Ж Р ^пр 2g \ czyFmM J
где £пр — приведенный коэффициент сопротивления распределительного окна;
г пор
уж = утах -=расчетная скорость жидкости в распре- Р max
делительном окне, соответствующая максимальной скорости поршня (утах) и полному открытию окна распределителя;
Fmax — максимальная площадь распределительного окна.
Для параболического закона перемещения поршня с симметричной диаграммой скорости (линия 1 на рис. 3, в)
I., " -(* + =„) fo.58333 - 2,75с„-9.5с; +
(7,5 + 9,5n.) In .(15)
Для закона движения поршня с трапецеидальной диаграммой скорости (рис. 3, г)
= 2[ 1.25 Д 2,25сн -|(1 -сД -
_ сн . ^^н + ^^н + О ~Д) (5 + 7сн) _
I — с-у1 — с-y 4- Сц
++7’5>1п +
\ 1 Су )сн J
+ тД- [2’52,5(1 + с„) - 2 (1 + с„) In Д +.
(16)
Для параболического закона движения поршня с несимметричной диаграммой скорости (линия 2 на рис. 3, б)
^ = K+S3 [°’5833 “2-75сн-9-5сЯсн(7-5 + 9-4) In -^J +
+ (1I0’5 (1 + с«) + (2-5 + °-5с" ++
> /о >5 + сн।0,5(1 +\ ^/4,
* \11-сч + ск (1-с,( + ск)2) 3 М\-Сц + с„+
2,5 р 0,5с„ \2
(1 си + с»)2 / 4(1—Сц Ц-Сцр 51
+ т^[1 -25 d -cd2 - 4 (1 - 43 -4(1- ^) -
- Ч (1 - сч) + 2-24 (1 - ^J2 -+
Рис. 5. Графики для определения приведенного коэффициента сопротивления при несимметричном параболическом законе перемещения поршняРис. 5. Графики для определения приведенного коэффициента сопротивления при несимметричном параболическом законе перемещения поршня47,5 l-S.ScJin^^^],<17)
Рис. 5. Графики для определения приведенного коэффициента сопротивления при несимметричном параболическом законе перемещения поршня
Рис. 5. Графики для определения приведенного коэффициента сопротивления при несимметричном параболическом законе перемещения поршня
где
сн =-^-—коэффициент, ха- рактеризующий начало открытия окна распределителя;
ар, а1,а2, А2— углы см. на рис. 3.
Выражение (17) громоздкой трудоемко для вычисления. Поэтому по формуле (17) построены графики (рис. 5) для определения приведенного коэффициента сопротивления в зависимости от начала открытия окна распределителя с„ и асимметрии цикла сц.
В качестве примера на рис. 6 показаны скорость поршня о0, изменение проходного сечения
окна распределителя F, скорости жидкости в окне иж и потери давления при проходе через окно Ар гидромотора МР16.
Коэффициент асимметрии диаграммы скорости гидромотора принят сц = 0,2; коэффициент сн, характеризующий начало открытия окна распределителя, равен 0,00119.
Вычисленный по формуле (17) приведенный коэффициент сопротивления распределительного окна t,np = 1,318, что при числе оборотов гидромотора пгм = 60 об!мин соответствует среднему, эквивалентному по потерям падению давления в распределительном окне ^Pэкв = 0,463 кПсм?.
Диаметр распределителя должен быть выбран как можно меньшим, так как при этом уменьшаются габариты гидромотора
Рис. 6. Потери давления в распределительном окне гидромотора МР16
и снижается трудоемкость изготовления распределителя — одного из самых ответственных узлов гидромотора. Поэтому обычно диаметр распределителя зависит от количества и размеров каналов, которые необходимо разместить в распределителе. Расчет этих каналов был приведен выше.
Таким образом, существенно изменять диаметр распределителя, а следовательно, и ширину распределительных окон мы не можем. При выборе распределительного окна необходимое сечение его достигается за счет изменения длины 1Э (см. рис. 2, б). Однако при выборе размеров распределительного окна нельзя 230
забывать, что если, с одной стороны, увеличение длины окна ведет к увеличению его сечения и, следовательно, снижению гидравлических потерь, то, с другой стороны, это приводит к увеличению фронта перетечек из напорных окон в сливные и, следовательно, повышению объемных потерь. Перетечки составляют 50—70% от общих объемных потерь гидромотора, и поэтому от правильного выбора длины распределительного окна во многом зависит экономичность работы гидромотора.
Потери давления в окне распределителя с учетом того, что жидкость 2 раза проходит через окно, составляют
^Рэка^7иж р^пр ~ ^ "2g Ua max03 ( Fmax / ^пр'
max
где ^а max = —~максимальная приведенная скорость поршня [3];
^тах — ^1^з — максимальное сечение окна распределителя. Заменив угловую скорость гидромотора со числом оборотов в минуту п, получим
ло Y 9/ л/г у / FnopV * =
^Рэкв ~ 2 2g Va max \ "30 )1 /j ’
где
tz л Yпор у
900"g атах /2
откуда гидравлический к. п. д. распределительного окна
Чг = 1Чг = 1^Рэкв , | jz ^~~1 Р^э"^Рэкв , | jz ^~~1 Р^э"Объемные потери (перетечки)Объемные потери (перетечки)ДП 3,5pl3s3x IZ\2у1ср ~ Кгр1э’ДП 3,5pl3s3x IZ\2у1ср ~ Кгр1э’3,5s3xгде K* = SKP'-s — радиальный зазор;ц — коэффициент динамической вязкости;1ср— средняя длина перетечек [3], откуда объемный к. п. д. по перетечкам3,5s3xгде K* = SKP'-s — радиальный зазор;ц — коэффициент динамической вязкости;1ср— средняя длина перетечек [3], откуда объемный к. п. д. по перетечкамЧоб. пер 1Чоб. пер 1A QnepQa. мA QnepQa. м= 1= 160^2q60^2qpU п ’pU п ’(19)(20)(21)(19)(20)(21)
Чг = 1
Чг = 1
^Рэкв , | jz ^~
~1 Р^э"
^Рэкв , | jz ^~
~1 Р^э"
Объемные потери (перетечки)
Объемные потери (перетечки)
ДП 3,5pl3s3x IZ
\2у1ср ~ Кгр1э’
ДП 3,5pl3s3x IZ
\2у1ср ~ Кгр1э’
3,5s3x
где K* = SKP'-
s — радиальный зазор;
ц — коэффициент динамической вязкости;
1ср— средняя длина перетечек [3], откуда объемный к. п. д. по перетечкам
3,5s3x
где K* = SKP'-
s — радиальный зазор;
ц — коэффициент динамической вязкости;
1ср— средняя длина перетечек [3], откуда объемный к. п. д. по перетечкам
Чоб. пер 1
Чоб. пер 1
A QnepQa. м
A QnepQa. м
= 1
= 1
60^2q
60^2q
pU п ’
pU п ’
(19)
(20)
(21)
(19)
(20)
(21)
где q — объемная постоянная гидромотора.
На рис. 7 показано изменение объемного к. п. д. по перетечкам и гидравлического к. п. д. распределительного окна
при изменении его длины. Суммарный к. п. д. по перетечкам и гидравлический к. п. д. окна (рис. 7) имеют максимум при определенной длине окна. Длину распределительного окна и нужно выбирать таким образом, чтобы обеспечить максимум суммарного к. п. д.
В нашем случае суммарные потери на основании выражений (19) и (21) будут
А-п = Кг + — К2 ~ •
*1 pi; q 'г
Продифференцировав это выражение по /э и приравняв производную нулю, получим длину окна, при которой потери будут
Рис. 7. Гидравлический и объемный к. п. д. по перетечкам распределителяРис. 7. Гидравлический и объемный к. п. д. по перетечкам распределителяззэ. оптэ. опт1д Ку ) 60 " Кг1д Ку ) 60 " КгX пр-2^ — Кпр~2,«, (22)X пр-2^ — Кпр~2,«, (22)наименьшие:
Рис. 7. Гидравлический и объемный к. п. д. по перетечкам распределителя
Рис. 7. Гидравлический и объемный к. п. д. по перетечкам распределителя
з
з
э. опт
э. опт
1д Ку ) 60 " Кг
1д Ку ) 60 " Кг
X пр-2^ — Кпр~2,«, (22)
X пр-2^ — Кпр~2,«, (22)
где
Таким образом, по формуле (22) в зависимости от геометрических размеров гидромотора и режима его работы может быть вычислена оптимальная вели
чина окна распределителя. Величина потерь в распределителе, а следовательно, и оптимальная длина окна зависят также от свойств рабочей жидкости.
На рис. 8 показаны цоб. пер, т]г, т]об.nep-iq2 распределителя гидромотора МР16 для двух скоростей вращения при рабочей жидкости масло индустриальное 30 и веретенное АУ (перепад давления ПО кПсм1^.
Из графиков видно, что режим работы и применяемое масло в значительной степени влияют на к. п. д. гидромотора. Так, длина распределительного окна МР16 13 = 42,5 мм близка к оптимальной при числе оборотов 60 в минуту. При указанном числе оборотов суммарный к. п. д. изменяется очень плавно, и поэтому отступление от оптимальной длины окна не оказывает существенного влияния на величину к. п. д. При 20 об!мин гидромотора и выбранной длине окна потери на 4% выше для масла веретенное АУ и на 1 % — для масла индустриальное 30, чем при оптимальном окне. Такая разница в потерях уже имеет существенное значение, и поэтому, если гидромотор предназначен для работы с низкими оборотами на масле с малой вязкостью, необходимо
уменьшить длину окна распределителя.
В заключение необходимо отметить, что по приведенной выше методике рассчитываются потери в распределителе гидромотора с параболическим законом движения поршня или с трапецеидальной диаграммой скорости. При испытаниях гидромоторов с указанным законом движения поршня получены хорошие результаты как при высоких, так и при низких оборотах. Поэтому нами и
Рис. 8. Гидравлический и объемный к. п. д. по перетечкам распределителя гидромотора МР16:
/ — п = 20 об!мин\ 2 — л = 60 об/мин\ 3— масло индустриальное 30; 4— масло веретенное АУ
рекомендуется применение направляющих, обеспечивающих постоянство ускорения и замедления поршня.
Для гидромоторов, профиль направляющей которых очерчен окружностями и прямыми линиями, приведенные выше формулы не позволяют рассчитать гидравлические потери в распределителе. Расчет гидравлических потерь ведется графически с соблюдением изложенного выше порядка.
ЛИТЕРАТУРА
Б ашта Т. М. Машиностроительная гидравлика. М., Машгиз, 1963.
Идельчик И. Е. Гидравлические сопротивления. М., Госэнергоиздат, 1954.
Пономаренко Ю. Ф. и Рогов А. Я- Радиально-поршневые высокомоментные гидромоторы. М., Изд. «Машиностроение», 1964.
А. С. Гельман, А. В. Синев, К. В. Фролов
О ПРИНЦИПАХ УРАВНОВЕШИВАНИЯ И БАЛАНСИРОВКИ РОТОРНЫХ МЕХАНИЗМОВ
С АКСИАЛЬНО-ДВИЖУЩИМИСЯ МАССАМИ
Требования снижения вибраций от неуравновешенности в электрических машинах — электродвигателях и генераторах, а также в турбомашинах — турбинах и турбогенераторах, привели к развитию методов балансировки жестких и гибких роторов [1, 3, 4]. Аксиально-поршневые насосы и гидродвигатели можно сравнить по своему назначению с генераторами и электродвигателями, и в связи с широким распространением в машиностроении к ним предъявляются аналогичные требования о снижении вибраций от неуравновешенности. Роторы современных аксиально-поршневых гидромашин могут быть отнесены к жестким, т. е. таким роторам, скорость вращения которых не достигает 70% первой критической скорости. Практически у аксиальнопоршневых насосов и гидродвигателей скорость вращения в 4— 5 раз ниже критической скорости. К особенностям роторов аксиально-поршневых машин относится то, что внутри роторов движутся значительные массы в осевом направлении, составляющие в некоторых случаях до 30—40% веса всех вращающихся деталей.
На рис. 1 показана схема ротора с аксиально-движущимися внутри массами. Если не учитывать массу ротора, то закон движения i массы внутри ротора можно записать:
(1)(1)X; — aL cos (со / — 6Z) + by, у,. — rz cos (co / — 6Z);
(1)
(1)
2Z = ft Sin (tot — 6Z),
где <o — угловая скорость ротора.
Из выражения (1) ясно, что траекторией массы будет эллипс (рис. 2).
Рассмотрим суммарное действие системы п масс на опоры ротора, например, на наклонную шайбу и радиальные подшипники. Сначала предположим, что одинаковые массы m расположены на расстоянии г от оси вращения, а угол между радиусами- 234
Y a, costqi-S^ + biY a, costqi-S^ + biВий AВий AРис. 1. Схема ротора с аксиально-подвижными массамиРис. 1. Схема ротора с аксиально-подвижными массами
Y a, costqi-S^ + bi
Y a, costqi-S^ + bi
Вий A
Вий A
Рис. 1. Схема ротора с аксиально-подвижными массами
Рис. 1. Схема ротора с аксиально-подвижными массами
Рис. 2. Траектория массы mt
соседних масс равен -— , а — 1.получаем:соседних масс равен -— , а — 1.получаем:
соседних масс равен -— , а — 1.
получаем:
соседних масс равен -— , а — 1.
получаем:
векторами от оси вращения двух также Ь^ = 6, где i = 0, 1, . . ., п Тогда, принимая, что М = пт,
(2)
'Уп'Упl=n-lMar „ X1 . n ,CO2 2d Sin 2 I tot
'Уп
'Уп
^ V sinn •■1=0
где xc, yc, zc — координаты центра масс системы масс mz;
Sx, Sy, S2 — силы;
Lx, Lti, L2 — моменты по направлениям соответствующих осей; при этом величины Sx, LZo, ЬУо действуют в осевом направлении (воспринимаются наклонной шайбой), а величины Sy, S2, L2n, Lyn — в поперечном направлении (воспринимаются радиальными подшипниками).
Можно показать, что
после чего формулы (2) примут вид:после чего формулы (2) примут вид:
после чего формулы (2) примут вид:
после чего формулы (2) примут вид:
хс = Ь; хс = 0; Sx = 0;хс = Ь; хс = 0; Sx = 0;ус~-0; zc = 0;
хс = Ь; хс = 0; Sx = 0;
хс = Ь; хс = 0; Sx = 0;
ус = 0; zc = 0;
Sy = 0; S2 = 0;
Mar „ ,„(4)
)
Таким образом, динамические усилия на неподвижную часть машины в этом случае не действуют.
Рассмотрим более общий случай, когда величины тг, г,, а£ и Ь£ различны, а углы сдвига по фазе 5Z — (6Z — 1) соседних масс не равны между собой. В действительности в механизме аксиальнопоршневой гидромашины все эти величины мало различаются между собой, т. е. мы имеем случай, очень близкий к рассмотренному выше. Отклонения в размерах, массах и фазовых углах могут образовывать сочетания, приводящие к неуравновешенности системы. Выражения сил инерции, появляющихся при этих неуравновешенностях, могут быть найдены при рассмотрении общего случая.
Суммируя составляющие сил и моментов относительно осей X, Y и Z, получаем:
хс = ас cos (аЧ — 6С) 4- Ьс;
ус = rc cos mt;
zc r sin tot;
xc ~ —№гас cos (tot — 6J;
yc = —№ггс cos tot;
2C —to2rc sin tot;
„9., c 4" d cos 2 (tot — e)
Sx = — to2Mrc —7;
(5)(5)Sv = Mto2rc cos tot;
(5)
(5)
S2 = Mto2rc sin tot;
r9 ., c + d cos 2 (tot —
Lz = — to2Mrc-;
,9 sin 2 (tot — e)
Ту = to2Mrcd^-;
,R 2^cos2(ai/ — e) ,, ,
LZn = ar Mr,.4- e cos (tot — g) j ;
,Г rfsin2(w/ —e) .. . ,
Lya = “ Mrc [2' + 6S1I1M — £)j ,
i=n—1
где M = 2 mo ac' bc, c, d и e — постоянные, имеющие ли- i—О
нейную размерность;
6t, е и £ — углы сдвига по фазе.
Можно представить, что силы инерции в выражении (5) вызываются действием эквивалентной системы дебалансов в виде сосредоточенных масс, например массы А, двигающейся по эллипсу (рис. 3), двух масс Г и Д, двигающихся также по эллипсу, однако отличному от первого. Массы Г и Д находятся все время
на противоположных концах диаметра эллипса и их движение сдвинуто по фазе относительно движения массы А (рис. 4).
Точно так же плоскость движения масс Б и В, образующих обычный динамический дебаланс ротора, сдвинута по фазе на некоторый угол от вращающейся плоскости, в которой масса А движется вдоль оси (рис. 5).
Чтобы устранить динамические составляющие усилий, действующих в осевом направлении (на наклонную шайбу), добавим на движущиеся в осевом направлении детали, которые мы представили в виде сосредоточенных масс т^ четыре дополнительные
Рис. 3. Неуравновешенность в виде массы М, двигающейся по эллиптической траекторииРис. 3. Неуравновешенность в виде массы М, двигающейся по эллиптической траекторииРис. 4. Неуравновешенность в виде двух масс Л4, движущихся в противоположных фазах по одной эллиптической траекторииРис. 4. Неуравновешенность в виде двух масс Л4, движущихся в противоположных фазах по одной эллиптической траекторииРис. 5. Динамическая(моментная) неуравнове-шенность системы акси-ально подвижных масс
Рис. 3. Неуравновешенность в виде массы М, двигающейся по эллиптической траектории
Рис. 3. Неуравновешенность в виде массы М, двигающейся по эллиптической траектории
Рис. 4. Неуравновешенность в виде двух масс Л4, движущихся в противоположных фазах по одной эллиптической траектории
Рис. 4. Неуравновешенность в виде двух масс Л4, движущихся в противоположных фазах по одной эллиптической траектории
массы m,, т,, тк и mz. Эти массы могут быть установлены на поршни, плунжеры и т. п. От места установки груза будет зависеть величина Ь^ которой надо заменить величину bt в первой формуле системы (1).
Чтобы вновь полученные силы и моменты были Sx = 0, L2o = = const, Lyo = 0, необходимо величину грузов подобрать в соответствии с уравнениями:
Мас cos d^ + тд, cos dz 4- тд, cos dy 4- /ид cos dA ; -
mzaz cos dz = 0;
Мас sin dc 4 тд.; sin dz + тд, sin dy 4- mfeak sin д/г 4-
mzaz sin dz = 0;
Mdrc cos 2e 4- т^^ cos 2dz 4- т^а.] cos 2dz 4-^)
m,krfeak cos 2dfe 4- тдд; cos 2dz = 0;
Mdrc sin 2e + тдД[ sin 2dz 4- тдд; sin 2d, 4-
mkrkak sin 2dft ф- tritrflt sin 2dz — 0.
Из этих уравнений можно определить массы mz, mz, mh и mt.
Рассмотрим после добавления четырех грузов аксиальноподвижную систему масс внутри ротора, с учетом его массы. Система аксиально-движущихся масс условно представлена на рис. 6, как сочетание рассмотренной выше системы равных масс А с воображаемым несбалансированным ротором Б, имеющим статическую и динамическую неуравновешенность.
Вместе с тем система аксиально-подвижных масс движется внутри реального неуравновешенного ротора В (рис. 6). Ротор В имеет статическую и динамическую неуравновешенности, которые складываются с неуравновешенностями ротора 5. В результате сложения получим воображаемый несбалансированный ротор Г (рис. 6), неуравновешенность которого устраняется балансировкой в двух плоскостях. Таким образом, динамические силы инерции от неуравновешенности в системе будут устранены.
Полученные результаты могут быть использованы для решения задачи о балансировке механизмов аксиально-поршневых гидромашин. Упругая и измерительная системы балансировочного стенда должны быть построены так, чтобы ими воспринимались не только поперечные, но и осевые силы инерции. Схематично это показано на рис. 7: датчик Д1 воспринимает осевые колебания, датчики Д2, ДЗ — поперечные. Интересно отметить, что осевое движение неуравновешенных масс должно влиять на поперечные колебания. В дифференциальных уравнениях движения будут иметь место периодические коэффициенты перед вторыми 240
Система АРотор Б
Рис. 6. Эквивалентное представление неуравновешенности всей системы ротора с массами после уравновешивания аксиально-подвижной системы масс (С — плоскость статической неуравновешенности;
Д — плоскость динамической неуравновешенности)
7777*7777
Рис. 7. Схема упругих и измерительных элементов балансиро-вочного стенда:
1 — мембрана; 2 — правая опора; 3 — левая опора; 4 — приводнойэлектродвигатель; 5 — упругая муфта
производными от перемещений и углов поворота. Это должно 'выразиться в полигармоническом характере поперечных колебаний (на это обстоятельство, в частности, указывают спектрограммы вибраций реального ротора, записанные частотным анализатором) и в появлении, помимо основных, дополнительных параметрических резонансов. Все эти предварительные сведения должны быть учтены при разработке упругой и измерительной системы стендов для балансировки аксиально-поршневых гидромашин.
ЛИТЕРАТУРА
Дж. Д е н - Г а р т о г. Механические колебания, М., Физматгиз, 1960.
Лойцянский Л. Г. и Л у р ь е А. И. Курс теоретической механики. Т. 2. М., Гостехиздат, 1955.
Р у н о в Б. Т. Уравновешивание турбогенераторов на электростанциях. М., Госэнергоиздат, 1963.
Теория и конструкция балансировочных машин. Сборник статей под ред. проф. Щепетильникова. М., Машгиз, 1963.
Л. М. Трифонов
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕГИДРАВЛИЧЕСКОЙ СИСТЕМЫ СО СТРУЙНОЙ ТРУБКОЙ
В последнее время большой интерес проявляется к гидравлическим системам со струйными трубками. В лаборатории кафедры станкостроения ЛПИ была проведена экспериментальная работа по исследованию такой системы.
Одной из задач, поставленной в этой работе, было исследование устойчивости работы системы. Необходимо при этом отметить, что если вопросы устойчивости гидравлических следящих систем с золотниками имеют достаточное описание в литературе, то устойчивость работы гидравлических следящих систем со струйной трубкой исследована меньше.
Уменьшение габаритов рабочих цилиндров, снижение до определенных пределов веса систем при той же выходной мощности заставляет повышать в системах подводимое давление. Однако это влечет появление вибраций струйной трубки [3]. При дальнейшем повышении давления интенсивность возникающих колебаний возрастает настолько, что их амплитуда может достичь величины, соизмеримой с величиной амплитуды входного сигнала, и в результате система работает неустойчиво. Поэтому в некоторых работах [2, 3] величина подводимого давления для струйных регуляторов рекомендуется 7—10 кПсм1.
При исследовании гидравлических следящих систем как с золотниками, так и со струйными трубками обычно полагают, что давление и, следовательно, скорость потока в струйной трубке, а для золотников в подводящем трубопроводе, постоянна. Однако это не совсем верно.
Для выяснения физической картины движения рабочей жидкости в струйной трубке при различных подводимых давлениях сначала на простой опытной установке были получены экспериментальные зависимости вида
Р = Ф (у).
где р — давление в струйной трубке;
16*16*и — скорость потока в струйной трубке.
16*
16*
243
Кривые зависимости р = ф (у) имеют падающий характер с увеличением скорости потока в трубке при одном и том же давлении, развиваемом насосом, так как сумма кинетической и потенциальной энергии для каждого сечения трубки при одних и тех же исходных условиях есть величина определенная. Следовательно, с увеличением скорости потока при том же давлении, развиваемом насосом, кинетическая энергия в данном сечении возрастает, а потенциальная — уменьшается. При этом давление
Рис. 1. Экспериментальные кривые зависимости давления рабочей жидкости от скорости потока в струйной трубке Р = Ф (у)
рабочей жидкости в трубке характеризует силу сопротивления, которая с увеличением скорости уменьшается.
Здесь необходимо отметить, что для насоса с производительностью Q = 22 л!мин кривые р = 1р (о) (рис. 1) можно разделить на две группы: до давления, развиваемого насосом, в 147,1 х X 104 н!м2 и свыше этого давления.
Первая группа кривых имеет одну крутизну падения, а вторая — две. Более крутое падение во втором случае объясняется недостаточной производительностью насоса для давлений выше 147, ЫО4 н!м\
Кривые зависимости р = 1р (у) для давлений до 147,1 X X 104 н1м\ т. е. с примерно одинаковой крутизной, удобно аппроксимировать выражением (рис. 2)
р = р0 — н(х — ^Д,(1)
\/
где р0 — среднее давление падающей характеристики, развиваемое насосом для данного участка трубопровода при средней скорости иср потока;
Н — угловой коэффициент касательной в точке кривой, соответствующей р^, крутизна характеристики
х — и — у0;
у — мгновенная скорость потока;
у0 — постоянная составляющая скорости потока;
ка — характеризует длину падающего участка.
Известно, что нелинейность и падающий характер зависимостей, подобных р = ф (у), могут явиться при определенных условиях причиной возникновения автоколебательного движения, что и
Рис. 2. Аппроксимация экспериментальной зависимости р — ф (о):
/ — экспериментальная кривая; 2 — касательная в средней по силе точке к экспериментальной кривой; 3 — аппроксимирующая кривая
было отмечено в опытах со струйной трубкой. Поэтому, используя аппроксимацию (1) зависимостей р = ф (у), на основе общих положений гидродинамики и теории нелинейных колебаний были выведены формулы для определения мгновенной скорости и стационарной амплитуды колебаний скорости потока в сопле струйной трубки, а также для определения усилия, воспринимаемого неподвижной преградой под действием струи.
Приведем наиболее общие формулы. Мгновенная скорость потока в сопле может быть найдена из уравнения
а усилие на неподвижной преграде
где fTPy6 — площадь внутреннего поперечного сечения струйной трубки;
fc — площадь выходного сечения сопла;
а, р — коэффициенты, характеризующие приведенное вязкое сопротивление;
<о — частота колебаний;
6 — угол наклона оси трубки к преграде;
р — плотность рабочей жидкости;
а — расстояние по оси абсцисс от рабочей точки характеристики до средней скорости иср.
Вывод о возможности колебательного движения жидкости был подтвержден опытами. Действительно, при определенных условиях (при превышении некоторого значения подведенного давления) были отмечены устойчивые колебания давления, являющиеся следствием колебаний скорости.
Теоретический анализ исследуемого движения показал также, что возникающее колебательное движение является автоколебательным.
Для полной проверки полученных аналитических зависимостей были проведены эксперименты, позволяющие сравнить теоретические и экспериментальные результаты исследований.
Эксперименты проводили на установке, схема которой представлена на рис. 3.
Рабочая жидкость из бака 7 насосом 2 постоянной производительности через пластинчатый фильтр 3 и гидродвигатель 5 попадает в струйную трубку 6. Подводимое давление настраивается и поддерживается предохранительным клапаном 4 с переливным золотником. Давление настраивается по манометру. 246
Струя рабочей жидкости, вытекающая из сопла струйной трубки, воздействует на стальную упругую пластину 7, укрепленную консольно на кронштейне.
На противоположной от сопла стороне пластины находится плоский тензометрический датчик, который вместе с компенсационными датчиками подсоединен по мостовой схеме через усилитель на вход шлейфного осциллографа.
Датчик с кронштейном и струйная трубка помещены в бак 8 с прозрачными стенками. Рабочей жидкостью служило масло И-20. Из бака 8 рабочая жидкость сливается в бак 1. Расход рабочей жидкости через струйную трубку определяли, замеряя числа оборотов гидродвигателя 5. Струйная трубка изготовлена из стали, имеет длину /труб = 180 см, внутренний диаметр трубки dT = 6 мм, диаметр выходного сечения сопла dc = 1,7 мм.
Круговая частота собственных колебаний жидкости в системе при условии, что колебания близки к гармоническим [4], равна
(4)
где k — приведенная жесткость системы;
т — приведенная масса жидкости.
Для определения приведенной жесткости системы (жесткости по перемещению) пользовались предложенной Н. Е. Жуковским формулой потенциальной энергии деформации трубопроводов и сжатой жидкости:
«.Ац ^AlT \/ nAz, nAi, \
г А । ОР I \ Р А * ОР •
+ \ Е^п+ \ Е^п— „2 / \ "I^-С-Ж ’ J— „2 / \ "I^-С-Ж ’ J(5)(5)
+ \ Е^п
+ \ Е^п
— „2 / \ "I
^-С-Ж ’ J
— „2 / \ "I
^-С-Ж ’ J
(5)
(5)
гдегт — внутренний радиус струйной трубки;
/т — длина струйной трубки;
6Т — толщина стенки струйной трубки;
гх, . . ., гп— внутренние радиусы участков подводящего трубопровода;
/1, . . ., 1п — длины участков подводящего трубопровода;
Ея — модуль упругости материала участков трубопровода и трубки;
Еж — модуль упругости рабочей жидкости.
Взяв за основу формулу (5), применяя теорему Кастельяно, находя объемную деформацию жидкости, трубопровода и струйной
трубки и делая преобразования, получаем для системы с металлическими трубами:
k -k -f2трубf2труб(6)(6)
k -
k -
f2
труб
f2
труб
(6)
(6)
где W; — объем жидкости участка подводящего трубопровода или трубки; Wt = лг^/,-.
Приведенная масса жидкости определяется по формуле [1]
т-^Ы^ + ^+'-'+^У(7)
где у — удельный вес жидкости;
g— ускорение силы тяжести.
Амплитуда колебаний скорости потока в струйной трубке равна
А = 2^аА = 2^аU На1Н,аRaU На1Н,аRaИ -Н й2арИ -Н й2ар(8)(8)
А = 2^а
А = 2^а
U На1
Н,а
Ra
U На1
Н,а
Ra
И -Н й2ар
И -Н й2ар
(8)
(8)
Исходя из формулы (3) и учитывая уравнение (8), а также полагая, что угол 0 = 90°, найдем амплитуду колебания усилия, воспринимаемого пластиной 7 (рис. 3):
Г~оН5а
f2 /Ь2
Значения величии, входящих в формулу (9), kQ, и0, Н, а можно найти из графиков характеристик р = ф (о) (рис. 2), а /Труб и /с — конструктивные размеры.
Значения же коэффициентов аир, характеризующих сопротивление вязкого трения согласно нелинейной зависимости <р (х) = аох + -уРо^3, найдем из следующих соображений. Указанная функция с кубическим членом введена как аппроксимация зависимости потерь давления от скорости потока вместо квадратичной для облегчения анализа процесса.
Потери на трение для ламинарного потока можно представить выражением
Ар = а^и,(10)
где „ - 47 5■
илт —,
у — удельный вес;
g — ускорение силы тяжести;
d — диаметр участка трубопровода;
I — длина этого участка;
vK — кинематическая вязкость;
а — скорость.
Для турбулентного потока потери на трение можно представить выражением
Ар = Ла1-75,(11)
где
v/v°.25
(12)
Поскольку в условиях турбулентного потока функция потерь давления от скорости не является линейной, то аппроксимировав ее выражением Ар = ата + -|- Рта3, найдем коэффициенты ат и рт, характеризующие линейную и нелинейную части потерь. Представить функцию Ар = Ла1-75 в виде двучлена Ар = ата + + -^- Рти3 удобно также и потому, что при подсчете потерь в системе с участками ламинарного и турбулентного потоков, а также местных сопротивлений в условиях обоих режимов течения будем иметь возможность сгруппировать приведенные линейные и нелинейные члены выражений для перечисленных потерь.
Для нахождения значений и коэффициентов аг и рт составим систему уравнений:
Ла}'75 = a^i + ^-p^?;
1751з()
Лаг' = атУг + -д-Р^г,
где Vj и а2 — некоторые значения скорости потока, соответствующие условию Re > 2300 и находящиеся в диапазоне скоростей характеристики р = ф (а). Решение системы найдем в виде
рт = злрт = зл„0,75„0,75у2~ц1„0,75„0,75у2~ц1aT — ЛaT — Лd0,75_ у0,75d0,75_ у0,75(14)(14)
рт = зл
рт = зл
„0,75„0,75
у2~ц1
„0,75„0,75
у2~ц1
aT — Л
aT — Л
d0,75_ у0,75
d0,75_ у0,75
(14)
(14)
стей, соответствующих характеристике р = ^ (у), на т равных частей, составим т — 1 систему для значений скоростей Ut и у2; и2 и и3 и т. д. Найдем сумму полученных значений коэффициентов и средние их величины:
атРгатРг1_ т — 11_ т — 1ЛЛ
ат
Рг
ат
Рг
1_ т — 1
1_ т — 1
Л
Л
Так как диапазон скоростей, соответствующих характеристике р = ф (у), был разделен на т равных участков, то, заменив ип = = утп; yrt+1 = ym (n + 1) и т. д. их значениями, где ут = -^, их як 2у0 — диапазон скоростей характеристики р = ф (у), преобразуем равенства (15):
ц°/5л yw-^-tn+i)0,75
(16)(16)4 то^(т_п^2«+i;
(16)
(16)
3m1’^Л УТ1)0-75 _ „0.75
PJ — (т—1)£ф252»+1
Потери давления от местных сопротивлений определяются выражением
где £ — коэффициент потери давления в отверстиях, сужениях, закруглениях и т. д.;
b — поправочный коэффициент для турбулентного течения; b = 1.
Теперь аппроксимируем функцию местных потерь давления двучленом Ар = а„у + -^р^у3. Для нахождения ам и рл опять составим систему уравнений:
(17)(17)^ Un = а.мпип + 4- ^„Х;
(17)
(17)
Y&S 211 Q 3
2g Уn+l ^П^П+1 г 3 Рлп^п+1«
Решение системы уравнений (17) получим в виде r 3У^1.
(18)(18)2g " у„ + fn+i ’yb£ (j
(18)
(18)
^ 2gvn+i + vn/
Средние значения коэффициентов местных потерь аи и 0Л для диапазона скоростей потока, соответствующих характеристике р = ф (и), найдем, сделав преобразования, о которых говорилось выше:
уь^. «X у1 » (» + 1) .
(19)(19)2g т (т — 1)' 2/г+1 ’
(19)
(19)
m—1■
ybg 3m у 1
2g vx (т — 1) ^ 2/г 4- Г
Системы уравнений (16) и (19) пригодны для определения потерь давления на трение и в местных сопротивлениях струйной трубки. Поскольку на возникающие в струйной трубке колебания скорости потока рабочей жидкости влияют сопротивления и в подводящем трубопроводе, скорости на участках которого могут быть иными, чем в трубке, то при подсчете амплитуды колебаний скорости рабочей жидкости в трубке, потери давления, возникающие на участках подводящего трубопровода, необходимо привести к скорости потока в самой струйной трубке.
Исходя из условий неразрывности потока и в данном случае пренебрегая сжимаемостью жидкости, можем записать:
у. = у 11PU6‘ Г fl ’
где и, — скорость потока на i-м участке подводящего трубопровода;
иТ — скорость потока в трубке;
fi — площадь поперечного сечения трубопровода на участке.
Тогда приведенные потери на i-м участке можно представить двучленом вида
Ар = a„pur + -1 р„ри73,(20)
где
l/ip = p^)3
Зависимость диапазона скоростей для участков подводящего трубопровода от их, соответствующего характеристике р = ф (и) струйной трубки, может быть представлена в виде
x цx ц(22)
x ц
x ц
С учетом уравнений (21) и (22) формулы для определения приведенных значений коэффициентов потерь апр и ^пр на трение и в местных сопротивлениях при ламинарном и турбулентном течениях потока будут иметь вид:
ал = 37,5ЛТпр *ал = 37,5ЛТпр *Y/ZvK^Y/ZvK^g4g4(23)(23)у0.75aIT =0,158-^IT"Pт°-75(т—1)у0.75aIT =0,158-^IT"Pт°-75(т—1)W^'5 хЦ 2„1.75W^'5 хЦ 2„1.75g<'75g<'75n=Tn=T-(" + D°'75; (24)2л + 1-(" + D°'75; (24)2л + 1„1,25. = 0,474-np(m_ 15^.20„1,25. = 0,474-np(m_ 15^.20VO/25/5g/5VO/25/5g/5m—1\1(„+l)°.75„0.75m—1\1(„+l)°.75„0.75ал = 0,308-/* ■Mnpm^m — 1)ал = 0,308-/* ■Mnpm^m — 1)чЧ^тgf2чЧ^тgf2Л=1 , т—1Л=1 , т—12л + 12л + 1; (25); (25)0Л = 0,9260Л = 0,926/И/И2л + 1 ’ 12л + 1 ’ 1m—1y^4m—1y^4(^ 1 ) yx gf^(^ 1 ) yx gf^n=ln=l(26)(26)(27)(27)
ал = 37,5
ЛТпр *
ал = 37,5
ЛТпр *
Y/ZvK^
Y/ZvK^
g4
g4
(23)
(23)
у0.75
aIT =0,158-^
IT"Pт°-75(т—1)
у0.75
aIT =0,158-^
IT"Pт°-75(т—1)
W^'5 хЦ 2„1.75
W^'5 хЦ 2„1.75
g<'75
g<'75
n=T
n=T
-(" + D°'75; (24)
2л + 1
-(" + D°'75; (24)
2л + 1
„1,25
. = 0,474-
np(m_ 15^.20
„1,25
. = 0,474-
np(m_ 15^.20
VO/25/5g/5
VO/25/5g/5
m—1
\1(„+l)°.75„0.75
m—1
\1(„+l)°.75„0.75
ал = 0,308-/* ■
Mnpm^m — 1)
ал = 0,308-/* ■
Mnpm^m — 1)
чЧ^тgf2
чЧ^тgf2
Л=1 , т—1
Л=1 , т—1
2л + 1
2л + 1
; (25)
; (25)
0Л = 0,926
0Л = 0,926
/И
/И
2л + 1 ’ 1
2л + 1 ’ 1
m—1
y^4
m—1
y^4
(^ 1 ) yx gf^
(^ 1 ) yx gf^
n=l
n=l
(26)
(26)
(27)
(27)
Формулы (24)—(27) можно упростить, если положить, что m равно некоторому целому числу. Пусть, например, tn = 10, тогда будем иметь:
aIT =0,129ттпр ’aIT =0,129ттпр ’y°-75Y/zv“'25^.5y°-75Y/zv“'25^.5Втт = 1,345 гттпр ’Втт = 1,345 гттпр ’y/zV0.2^^ g^d^5 !y/zV0.2^^ g^d^5 !(28)(29)(28)(29)ая = 0,0838-мпр ’ая = 0,0838-мпр ’■'м = 1,164-“пр ’■'м = 1,164-“пр ’YbC^^jgf2i2^.gpi"xYbC^^jgf2i2^.gpi"x(30)(31)(30)(31)
aIT =0,129ттпр ’
aIT =0,129ттпр ’
y°-75Y/zv“'25^.5
y°-75Y/zv“'25^.5
Втт = 1,345 гттпр ’
Втт = 1,345 гттпр ’
y/zV0.2^^ g^d^5 !
y/zV0.2^^ g^d^5 !
(28)
(29)
(28)
(29)
ая = 0,0838-мпр ’
ая = 0,0838-мпр ’
■'м = 1,164
-“пр ’
■'м = 1,164
-“пр ’
YbC^^jgf2i2^.gpi"x
YbC^^jgf2i2^.gpi"x
(30)
(31)
(30)
(31)
Суммируя отдельно приведенные коэффициенты а при линейных членах и 0 — при нелинейных, получим окончательные 252
формулы для подсчета суммарных потерь на трение и в местных сопротивлениях:
а = У“<т ++ У«„ ; 1
АТпр • ттпр 1 мпр* I(32А
Р = 2Ртт„р + 5Р^ I
Не приводя здесь подробного расчета, дадим лишь окончательные значения величин амплитуд силы, подсчитанные по фор-
Рис. 4. Осциллограммы изменения усилия, воспринимаемого преградой под действием струи из струйной трубки:
а — давление насоса р = 49,03-10* 'н/м2; б — р = 73,55■ 10* «!«*■. a — р = 98.05ХХ10‘ Н/М2-, г — р = 122,57-104 н/м2; а — р = 147,1 ■ 10* н/я2
муле (9), и приведем для сравнения действительные амплитуды для тех же давлений насоса, полученные с осциллограмм (рис. 4):
Давление р в hJaP
49,03-10*
73,55-104
98,06-104
122,57 X X 104
147,1-104
Давление р в кГ/саР
5
7,5
10
12,5
15
Амплитуда А^ расчетная
0,00137
0,132
0,154
0,246
0,336
Амплитуда А^ действительная
0
0,0785
0,118
0,167
0,264
Д^ расчетная А^ действительная
—
1,67
1,31
1,47
1,27
Частота колебаний, подсчитанная для исследуемой системы по приведенным формулам, равна 22,2 гц. Фактическая же частота колебаний для приведенных осциллограмм изменяется в пределах 12,6—16,1 гц.
ВЫВОДЫ
Давление в струйной трубке с увеличением скорости потока уменьшается.
Нелинейность и «падающий» характер зависимости р = = ф (и) являются причиной автоколебаний массы жидкости.
Амплитуда и частота возникающих колебаний могут быть найдены по формулам (8) и (4).
Сопротивление в гидравлической системе со струйной трубкой уменьшает интенсивность возникающих автоколебаний; в результате этого при давлении до 98,05-104 н!м2 (10 кПсм2) автоколебательное движение на работе трубки сказывается мало, при превышении указанного давления — нарушает работу системы.
Таким образом, предложенный метод расчета движения рабочей жидкости может быть рекомендован в качестве исходного при проектировании систем со струйной трубкой.
ЛИТЕРАТУРА
Зайченко И. 3. Автоколебания в гидропередачах металлорежущих станков. М., Машгиз, 1958, 220 стр.
Крассов И. М. Гидравлические элементы систем автоматического регулирования. М., Машгиз, 1963, 164 стр.
Литвин-Седой М. 3. Гидравлический привод в системах автоматики. М., Машгиз, 1956, 330 стр.
Хаймович Е. М. Гидроприводы и гидроавтоматика станков. Изд. 2-е, Москва—Киев, Машгиз, 1959, 556 стр.
Ю. И. Ловцов
АНАЛИЗ МЕХАНИЧЕСКИХ ПОТЕРЬВ ПОРШНЕВЫХ ГИДРОМАШИНАХ
Рис. I. Радиально-поршневой гндромотор 'многократного действия:Рис. I. Радиально-поршневой гндромотор 'многократного действия:Механический к. п. д. гидравлических машин, а следовательно, и привода в целом во многом определяет такие эксплуатационные показатели гидрообъемных передач, как общий коэффициент полезного действия, минимальное устойчивое число оборотов, диапазон регулирования по оборотам, а также надежность работы и срок службы.
Рис. I. Радиально-поршневой гндромотор 'многократного действия:
Рис. I. Радиально-поршневой гндромотор 'многократного действия:
В объемных гидропередачах наибольшее применение находят поршневые гидравлические машины с плоской (радиально-поршневые) и пространственной (аксиально-поршневые) кинематикой.
Преобразование энергии в гидромашине (механической в гидравлическую, как это имеет место в насосе, или гидравлической в механическую, как это имеет место в гидромоторе) обеспечивается перемещением поршня, связанного с валом посредством
/ — статор; 2 — ротор; 3 — поршень;4 — ролик; 5 — распределитель/ — статор; 2 — ротор; 3 — поршень;4 — ролик; 5 — распределителькулачкового или кривошипно-шатунного механизма, относительно цилиндра, что сопровождается потерями энергии.
/ — статор; 2 — ротор; 3 — поршень;
4 — ролик; 5 — распределитель
/ — статор; 2 — ротор; 3 — поршень;
4 — ролик; 5 — распределитель
Анализ механических потерь в гидромашине с плоской кинематикой выполнен для радиально-поршневого гидромотора многократного действия (рис. 1), состоящего из статора с профильной направляющей, ротора с помещенными в нем поршневыми группами и распределителя рабочей жидкости.
При работе гидромотора поршневые группы, состоящие из поршней и связанных с ними роликов, находятся под действием
нормальной реакции профиля, силы от давления рабочей жидкости, силы инерции относительного движения, центробежной и кориолисовой сил, равнодействующая которых, направленная перпендикулярно силе от давления рабочей жидкости, создает крутящий момент. Считая давление рабочей жидкости постоянным и пренебрегая влиянием инерционных сил, можно принять,
Рис. 2. Силы и перемещения при взаимодействии ролика с профилем: а—разложение силы от давления рабочей жидкости; б—разложение силы трения и элементарного перемещения роликаРис. 2. Силы и перемещения при взаимодействии ролика с профилем: а—разложение силы от давления рабочей жидкости; б—разложение силы трения и элементарного перемещения ролика
Рис. 2. Силы и перемещения при взаимодействии ролика с профилем: а—разложение силы от давления рабочей жидкости; б—разложение силы трения и элементарного перемещения ролика
Рис. 2. Силы и перемещения при взаимодействии ролика с профилем: а—разложение силы от давления рабочей жидкости; б—разложение силы трения и элементарного перемещения ролика
что в радиальном направлении (по оси цилиндра) действует постоянная сила
Р=^р,(1)
которая имеет две составляющие (рис. 2, а): усилие, нормальное
к профилю
N- —— ,(2)
cos у
и боковую силу
т = Р tg у,(3)
где d — диаметр поршня;
р — давление рабочей жидкости;
у — угол между линией действия силы от давления рабочей жидкости и нормалью к профилю.
Основная доля механических потерь имеет место при перемещении поршневой группы относительно ротора и обкатывании роликов по профилю.
Если ролик заменить точкой, движущейся по траектории центра ролика, и привести к этой точке коэффициент трения, то определение работы сил трения сведется к решению криволинейного интеграла первого рода:
ЛтР = J FTPdlLЛтР = J FTPdlL(4)(4)
ЛтР = J FTPdlL
ЛтР = J FTPdlL
(4)
(4)
гдегдеРис. 3. Трение при взаимодействии ролика с профилем:Рис. 3. Трение при взаимодействии ролика с профилем:
где
где
Рис. 3. Трение при взаимодействии ролика с профилем:
Рис. 3. Трение при взаимодействии ролика с профилем:
АтР — работа сил трения при обкатывании роликов по профилю;
FTP — сила трения;
/ — перемещение ролика по траектории;
ft — коэффициент трения ролика, приведенный к траектории его центра.
а — силы треиия и момент трения при качении ролика по профилю (/ — ролик; 2 — ось ролика; 3—профиль); б—расположение точки контакта ролика с профилем и центра ролика относительно оси гидромотора
При взаимодействии ролика с направляющей статора (рис. 3, а) возникает трение в подшипнике ролика и трение качения между роликом и направляющей.
Коэффициент трения ролика, приведенный к поверхности качения, можно определить по формуле
17 ВНИИГндропривод 833
I - Tn R ' £ ,
(5)
257
где f„ — коэффициент трения подшипника ролика;
г — радиус трения подшипника ролика;
R — радиус ролика;
ц — коэффициент трения качения между роликом и направляющей.
Для определения работы сил трения необходимо коэффициент трения ролика привести к траектории его центра (рис. 3, б):
Л-/Л-/V Q2 + R1 A- 2q^ cos уV Q2 + R1 A- 2q^ cos уееГ Qo + 0,5Л-j-/?Qo + 0,5ЛГ Qo + 0,5Л-j-/?Qo + 0,5Л(6)(6)
Л-/
Л-/
V Q2 + R1 A- 2q^ cos у
V Q2 + R1 A- 2q^ cos у
е
е
Г Qo + 0,5Л-j-/?
Qo + 0,5Л
Г Qo + 0,5Л-j-/?
Qo + 0,5Л
(6)
(6)
где Q — текущий радиус-вектор траектории центра ролика;
р0 — начальный радиус-вектор траектории центра ролика;
/г — ход поршня.
Считая постоянным приведенный коэффициент трения ролика (постоянство силы от давления рабочей жидкости было оговорено ранее) и зная (рис. 2, б), что
(7)(7)
(7)
(7)
ии(8)(8)
и
и
(8)
(8)
можно представить выражение (4) в следующем виде:можно представить выражение (4) в следующем виде:
можно представить выражение (4) в следующем виде:
можно представить выражение (4) в следующем виде:
л
ЛОо+^
= ftP J gda Vfi j T do - Ae J- Ar)(9)
0Qo
где a — текущий угол поворота ротора;
х — число рабочих ходов поршня за один оборот ротора; Ае — работа сил трения при переносном движении ролика; Аг — работа сил трения при относительном движении ролика.
Работа сил трения при перемещении поршневой группы относительно ротора определяется по формуле
Qo+^
A"TP = h J Т dg,(10)
Qo
где f2 — коэффициент трения между поршневой группой и ротором.
Формула (10) справедлива, если при передаче боковой силы на ротор отсутствует заклинивающий момент, т. е. при правильно выбранных величине хода поршня и положении точки приложения боковой силы относительно воспринимающей ее опорной поверхности на роторе.
Ввиду одинаковой структуры выражений для Аг и А'тр можно обобщить формулу (9), введя в нее потери при перемещении поршневой группы относительно ротора:
Лл
ГУ
ATp -hP J Qda + ^ + f^P J(11)
ио
где АтР — работа сил трения при преобразовании поступательного движения поршневой группы во вращательное движение выходного вала.
В более точных расчетах следует учитывать потери при движении по нерабочему участку профиля, а также влияние центробежных и кориолисовых сил (силы инерции относительного движения не влияют на потери). Для этого вводятся поправочные коэффициенты
ke = 1 + -^L + ЗбмДоо+ЩМ)]2)
ер 1gpv z
и
= 1 + ^ + 60^+0^),(13)
где ке — поправочный коэффициент для потерь мощности при переносном движении;
к, — поправочный коэффициент для потерь мощности при относительном движении;
рс — давление в сливной магистрали;
р — перепад давлений в гидромашине;
G — вес поршневой группы;
g — ускорение свободного падения;
<о — угловая скорость ротора.
С учетом коэффициентов кг и кг формула (11) примет окончательный вид:
Лл
ГГУ
Лгр-w J eda + fer(A + f2)Pj -Ц^-da.(14)
оо
17*17*259
17*
17*
Зависимость Механических потерь от параметров профиля наиболее проста в случае, если профиль обеспечивает линейное изменение радиуса-вектора по углу поворота ротора:
(15)
Подставив выражение (15) в уравнение (14), произведя интегрирование в указанных пределах и отнеся работу сил трения к затраченной работе, получим
Рис. 4. Зависимость составляющих потерь мощности в радиально-поршневой гидравлической машине от относительного' хода поршня для различных форм профиля (номер кривой соответствует номеру профиля в табл. 1)Рис. 4. Зависимость составляющих потерь мощности в радиально-поршневой гидравлической машине от относительного' хода поршня для различных форм профиля (номер кривой соответствует номеру профиля в табл. 1)+ Mfi + Ы^Ш^, (16)
Рис. 4. Зависимость составляющих потерь мощности в радиально-поршневой гидравлической машине от относительного' хода поршня для различных форм профиля (номер кривой соответствует номеру профиля в табл. 1)
Рис. 4. Зависимость составляющих потерь мощности в радиально-поршневой гидравлической машине от относительного' хода поршня для различных форм профиля (номер кривой соответствует номеру профиля в табл. 1)
где й0 = — — относитель- Qo
ный ход поршня.
Механические потери в гидромоторе с профилем произвольной формы можно представить в следующем виде:
-укД^А-^хВ^, (17) где A (h0) и В (/г0) являются функциями относительного
хода поршня, в зависимости филя.
Профиль,формулой (15),
варьируемыми от формы про-определяемый не применяетварьируемыми от формы про-определяемый не применяется; однако исследование его позволяет определить зависимость механических потерь от отношения максимальной скорости поршня при его движении в цилиндре к средней скорости.
варьируемыми от формы про-
определяемый не применяет
варьируемыми от формы про-
определяемый не применяет
Кроме того, исследованы два параболических профиля, что
позволило судить о зависимости механических потерь от смещения точки, и рассмотрены две распространенные формы
\ da /щах
профиля.
Аналитические выражения A (й0) и В (й0) для некоторых условных и реальных профилей приведены в табл. 1, а характер их изменения в зависимости от относительного хода поршня представлен на графике (рис. 4).
В результате можно сделать следующие выводы:
С увеличением числа ходов за оборот потери при переносном движении поршневой группы уменьшаются, а потери при относительном движении увеличиваются.
Форма профиля
0 (О)
A (ft0)
В (/10)
Таблица 1
Функции А (Ло) и В (/г0) при различных формах профиля для радиально-поршневой гидравлической машины
;. с dp
пираль Архимеда
Qo 4—~ а
II111111111 III
o' г. .л dp ^ З...В dp da
Л/Х 1 аг ну тая "полярная парабола ^тпТТТПТЛ; л/х ы пук лая“полярно я парабола ТГПТЛтгг^ ?
°-+4^а2
4 с dp da
л/х обокупнооть дбух полярных парабол
00 + 4^ “2 при 0<а<^
0
dp da
лГ'х л/х 5. Полярная косинусоида
L л \ х / J
при< а <
Со + -^- (1 — COS ха)
0
Л/Х
Рис. 5. Схема аксиально-поршневого гидромо- тора многократного действия:Рис. 5. Схема аксиально-поршневого гидромо- тора многократного действия:1 — ротор; 2 — поршень; 3 — направляющая;4 —распределитель1 — ротор; 2 — поршень; 3 — направляющая;4 —распределительРис. 6. Силы при взаимодействии поршня с профилем направляющей в акси- альнс-поршневом гидромоторе:Рис. 6. Силы при взаимодействии поршня с профилем направляющей в акси- альнс-поршневом гидромоторе:так как (см. рис. 5 и 6)так как (см. рис. 5 и 6)cos уcos у(18)(19)(18)(19)
Рис. 5. Схема аксиально-поршневого гидромо- тора многократного действия:
Рис. 5. Схема аксиально-поршневого гидромо- тора многократного действия:
1 — ротор; 2 — поршень; 3 — направляющая;
4 —распределитель
1 — ротор; 2 — поршень; 3 — направляющая;
4 —распределитель
Рис. 6. Силы при взаимодействии поршня с профилем направляющей в акси- альнс-поршневом гидромоторе:
Рис. 6. Силы при взаимодействии поршня с профилем направляющей в акси- альнс-поршневом гидромоторе:
так как (см. рис. 5 и 6)
так как (см. рис. 5 и 6)
cos у
cos у
(18)
(19)
(18)
(19)
С увеличением относительного хода поршня потери при переносном движении поршневой группы уменьшаются, а потери при относительном движении увеличиваются.
Потери при переносном движении поршневой группы не зависят от отношения максимальной скорости поршня к средней; потери при относительном движении увеличиваются с увеличением этого отношения.
При смещении точки в сторону больших ходов ' \ “а / max
поршня уменьшаются потери как при переносном, так и при относительном перемещении поршневой группы.
— поршень; 2 — развертка профиля направляющей
Полученные зависимости справедливы, в частности, для радиально-поршневых гидромашин однократного действия.
Исследование механических потерь в машинах с пространственной кинематикой для увеличения общности также выполнено для гидромотора многократного действия (рис. 5).
Криволинейный интеграл, определяющий работу сил трения при перемещении поршня относительно профиля, в этом случае приводится к виду
где R — расстояние между осями поршня и блока цилиндров; s — перемещение поршня относительно блока цилиндров.
262
С учетом потерь при перемещении поршня относительно цилиндра, а также поправочных коэффициентов потерь при переносном и относительном движении, работу сил трения, отнесенную
Рис. 7. Зависимость составляющих потерь мощности в аксиально-поршневой гидравлической машине от относительного хода поршня для различных форм профиля (номер кривой соответствует номеру профиля в табл. 2)Рис. 7. Зависимость составляющих потерь мощности в аксиально-поршневой гидравлической машине от относительного хода поршня для различных форм профиля (номер кривой соответствует номеру профиля в табл. 2)
Рис. 7. Зависимость составляющих потерь мощности в аксиально-поршневой гидравлической машине от относительного хода поршня для различных форм профиля (номер кривой соответствует номеру профиля в табл. 2)
Рис. 7. Зависимость составляющих потерь мощности в аксиально-поршневой гидравлической машине от относительного хода поршня для различных форм профиля (номер кривой соответствует номеру профиля в табл. 2)
к затраченной работе, можно представить в таком же виде, как и для радиально-поршневой гидромашины.
Однако функции A (hQ) и В (h0) (рис. 7) будут иными, хотя характер их изменения в зависимости от относительного хода
ПОрШНЯ остается Прежним.Таблица 2
А^ = ^=-^.(20)А^ = ^=-^.(20)Аналитические выражения для функции В (й0) приведены в табл. 2.Поправочные коэффициенты потерь при переносном и относительном движении также изменяются:Аналитические выражения для функции В (й0) приведены в табл. 2.Поправочные коэффициенты потерь при переносном и относительном движении также изменяются:Функция В(й0) ПРИ различныхформах профиля для аксиально-поршневой гидравлическоймашиныФункция В(й0) ПРИ различныхформах профиля для аксиально-поршневой гидравлическоймашиныФорма профиляФорма профиляь. -1+™;(2Dь. -1+™;(2Dх/(^У + 1. (22)х/(^У + 1. (22)В отличие от радиально-поршневых гидравлических машин в этом случае потери при перенос-В отличие от радиально-поршневых гидравлических машин в этом случае потери при перенос-/. Спираль Архимеда ds/. Спираль Архимеда ds0Л!х2. Полярная парабола dj0Л!х2. Полярная парабола dj3. Косинусоида di3. Косинусоида diл/г0л/г0
А^ = ^=-^.(20)
А^ = ^=-^.(20)
Аналитические выражения для функции В (й0) приведены в табл. 2.
Поправочные коэффициенты потерь при переносном и относительном движении также изменяются:
Аналитические выражения для функции В (й0) приведены в табл. 2.
Поправочные коэффициенты потерь при переносном и относительном движении также изменяются:
Функция В(й0) ПРИ различныхформах профиля для аксиально-поршневой гидравлическоймашины
Функция В(й0) ПРИ различныхформах профиля для аксиально-поршневой гидравлическоймашины
Форма профиля
Форма профиля
ь. -1+™;(2D
ь. -1+™;(2D
х/(^У + 1. (22)
х/(^У + 1. (22)
В отличие от радиально-поршневых гидравлических машин в этом случае потери при перенос-
В отличие от радиально-поршневых гидравлических машин в этом случае потери при перенос-
/. Спираль Архимеда ds
/. Спираль Архимеда ds
0Л!х
2. Полярная парабола dj
0Л!х
2. Полярная парабола dj
3. Косинусоида di
3. Косинусоида di
л/г0
л/г0
ном движении поршня не зависят от формы профиля, а потери при относительном движении поршня не зависят от смещения / ds \
ТОЧКИ -т- \ da /max
Анализ потерь в гидромашинах с пространственной кинематикой проведен в предположении, что образующая профиля перпендикулярна оси блока цилиндров; поэтому механические потери в гидромашине с плоской наклонной шайбой не могут быть определены как частный случай выполненного исследования.
Для гидромашин с наклонной шайбой (рис. 8) угол между линией действия силы от давления рабочей жидкости и нормалью
Рис. 8. Схема аксиально-поршневой гидравлической машины с наклонной шайбой:
/ —ротор; 2— поршень; 3— шайба; 4—распределитель
к плоскости шайбы не зависит от угла поворота вала, поэтому как нормальная, так и боковая силы являются постоянными.
Криволинейный интеграл первого рода, определяющий работу сил трения при перемещении поршня относительно профиля, в этом случае приводится к полному эллиптическому интегралу второго рода:
Атр - J FTP dl f^R 1 д4 '(23)
Ввиду малости эксцентриситета траектории центра тяжести поршня можно ограничиться первым членом разложения эллиптического интеграла в степенной ряд и представить потери мощности в следующем виде:
+4+У <+41 <24)
Потери мощности при перемещении поршня относительно цилиндра определяются по формуле
(i-u'=a4-<25)
Суммируя потери по формулам (24) и (25), введя функции А (/г0) и S (/г 0), а также поправочные коэффициенты, можно выразить в общем виде уравнение механических потерь в гидромашине с наклонной шайбой.
Изменение составляющих потерь в зависимости от относительного хода поршня такое же, как и в рассмотренных выше случаях.
Следует иметь в виду, что в быстроходных гидромашинах, кроме рассмотренных видов потерь необходимо также учитывать механические потери, пропорциональные скорости вращения вала. Потери мощности, происходящие вследствие потерь давления рабочей жидкости в каналах, относятся к гидравлическим потерям и поэтому здесь не рассмотрены.
Проведенный анализ влияния параметров и формы профиля на составляющие механических потерь позволяет сделать вывод, что можно найти такое значение относительного хода поршня, при котором механические потери будут минимальными.
Значение относительного хода поршня в точке экстремума находится из выражения
(26)(26)^04л) А
(26)
(26)
dh0
Решение этого уравнения для радиально-поршневого гидромотора с профилем произвольной формы:
. А ,где kA = и kB =яние формы профиляаксиально-поршневой. А ,где kA = и kB =яние формы профиляаксиально-поршневой[Л + V^+4 fi (fi+Ц •(2?)
. А ,где kA = и kB =яние формы профиляаксиально-поршневой
. А ,где kA = и kB =яние формы профиляаксиально-поршневой
^коэффициенты, учитывающие вли- на потери (определяются из рис. 4); для гидромашины:
(28)(28)Lл 1 f kefi
(28)
(28)
0х Г Мв^/зГ
Если пренебречь поправочными коэффициентами, учитывающими влияние формы профиля и инерционных сил, то для поршневых гидромашин можно принять следующее значение относительного хода поршня, при котором имеет место экстремум (минимум) потерь:
(29)
*"/1 , #2
Расчеты, выполненные для различных гидромашин, и построенные на основании этих расчетов графики позволяют найти область относительных ходов поршня, а также точку экстремума, в которой механические потери будут небольшими.
Зависимость механических потерь от относительного хода поршня для некоторых высокомоментных гидромоторов представлена на рис. 9.
Для получения минимальных механических потерь вместо отношения хода поршня к его диаметру, как это обычно задавалось, можно принимать значение hox в следующих пределах:
0,75 < hox< 1,0,
если в относительном движении имеется трение скольжения, а в переносном — трение качения.
Рис. 9. Механические потери в радиально-поршневых гидромоторах в зависимости от относительного хода поршня при /х = 0,003 и /2 = 0,04
Величина Аох для многих гидравлических машин находится в указанных пределах.
Кроме доказательства наличия точки минимума потерь, вторым важным результатом проведенного анализа является нахождение зависимости механических потерь от хода поршня, что позволяет исследовать изменение к. п. д. гидромашины однократного действия при регулировании рабочего объема.
Инженеры Л. С. Луганский, Л. И. Лейкин
ОСОБЕННОСТИ ТЕРМИЧЕСКОЙ ОБРАБОТКИ ДЕТАЛЕЙХОДОВОЙ ЧАСТИ АКСИАЛЬНО-ПОРШНЕВЫХ
ГИДРОМАШИН
Важную роль в обеспечении надежности и долговечности работы аксиально-поршневых гидравлических насосов и моторов играют свойства материала и качество изготовления деталей ходовой части.
Особенное внимание должно быть уделено термической обработке блоков, распределителей и поршней, являющихся основными деталями ходовой части, которые являются наиболее сложными и характерными с точки зрения проведения термической обработки. Одним из материалов, применяемых для изготовления блоков цилиндров гидронасосов и моторов \ является высоколегированная сталь Х12Ф1 4МТУ 5634—56, термически обработанная до твердости HRV 766—891.
По условиям работы блок должен в процессе эксплуатации сохранять стабильность размеров и обладать высокой износостойкостью. Исходя из этих требований построен технологический процесс термической обработки блоков.
Температура закалки блоков 1050° С с выдержкой при нагреве в электропечи 2—2,5 ч. Достаточно высокая температура закалки и значительная выдержка способствуют растворению карбидов и насыщению твердого раствора углеродом и хромом, что позволяет получать при последующей термической обработке максимальную твердость.
Закалка детали производится в подогретом до температуры 30—60° С масле. Твердость закаленной детали HRC 57—60. Низкая твердость объясняется высоким содержанием остаточного аустенита 25—30% в структуре материала блока после закалки. Высокое содержание аустенита вызывает опасность изменения размеров диаметра цилиндров блока в процессе эксплуатации, поэтому последующая термическая обработка направлена на разложение и стабилизацию остаточного аустенита. Для этого блоки подвергаются обработке холодом при температуре — 70° С в тече-
1 По каталогу Дома техники за 1960 г., Москва.
ние 2 ч. После обработки холодом твердость повышается до HRC 63—65.
Нагрев под закалку можно производить как в электропечах с засыпкой деталей отработанным карбюризатором, так и в соляных ваннах. При окончательном нагреве в соляной ванне следует время выдержки увеличить до 1,5—2 мин на каждый миллиметр толщины детали для достижения большего насыщения хромом и углеродом твердого раствора. При закалке в масле непосредственно с температуры 1050° С возможно возникновение
трещин. Для избежания этоготрещин. Для избежания этогоРис. 1. Влияние времени выдержки при подстуживании на твердость термически обработанного блока из стали Х12Ф1Рис. 1. Влияние времени выдержки при подстуживании на твердость термически обработанного блока из стали Х12Ф1необходимо перед охлаждением нагретой детали в масле под- стуживать ее на воздухе. На рис. 1 приведена зависимость твердости блока, прошедшего окончательную термическую обработку, от времени подсту- живания на воздухе. Кривая (рис. 1) показывает, что необходимое время подстуживания должно составлять 15—25 сек в зависимости от габаритов детали.
трещин. Для избежания этого
трещин. Для избежания этого
Рис. 1. Влияние времени выдержки при подстуживании на твердость термически обработанного блока из стали Х12Ф1
Рис. 1. Влияние времени выдержки при подстуживании на твердость термически обработанного блока из стали Х12Ф1
При обработке блока холодом возникают значительные объемные изменения, вызываю
щие дополнительные напряжения; поэтому необходимо немедленно после обработки холодом провести отпуск в течение 3—5 ч при температуре 180±10° С. Отпуск понижает твердость на 1—2 единицы HRC, что является следствием уменьшения тетрагональности мартенсита. Суммарные объемные изменения размеров блока в результате термической обработки не превышают 0,1—0,2 мм.
Отпущенная заготовка поступает в механический цех для шлифования и доводки зеркала и цилиндров блока. Для снятия и стабилизации напряжений, возникающих при шлифовании, блок подвергается старению при температуре 150—160°С в течение 3 ч.
В результате проведения указанной термической обработки блоки имеют твердость HRV 766—891 и микроструктуру, состоящую из мелких вторичных и крупных первичных карбидов, распределенных в твердом растворе (рис. 2).
Следует отметить, что карбидная неоднородность металла,
поступающего с завода-изготовителя, не должна превышать третьего балла по шкале для быстрорежущей стали.
Технологический цикл термической обработки блоков составляет — 22 ч (рис. 3).
В настоящее время проводятся испытания блоков, изготовленных из стали Х12Ф1 и термически обработанных па вторичную
твердость. Начиная с температуры закалки 1050° С, для стали Х12Ф1 отпуск при температуре 500—550° С приводит ко вторичному повышению твердости, вызванному превращением аустенита.
Рис. 2. Микроструктура стали Х12Ф1 после проведения термической обработки. X100Рис. 2. Микроструктура стали Х12Ф1 после проведения термической обработки. X100ВремяВремяРис. 3. Схема технологического процесса термической обработки блока из стали Х12Ф1Рис. 3. Схема технологического процесса термической обработки блока из стали Х12Ф1
Рис. 2. Микроструктура стали Х12Ф1 после проведения термической обработки. X100
Рис. 2. Микроструктура стали Х12Ф1 после проведения термической обработки. X100
Время
Время
Рис. 3. Схема технологического процесса термической обработки блока из стали Х12Ф1
Рис. 3. Схема технологического процесса термической обработки блока из стали Х12Ф1
Бр.ОСН 10-2-3 и работающих с ними в паре стальных^блоковБр.ОСН 10-2-3 и работающих с ними в паре стальных^блоковРис. 4. Износ распределителя из бронзы Бр. ОСН-10-2-3, работающего в паре с блоком из сталиХ12Ф1 (Х2)Рис. 4. Износ распределителя из бронзы Бр. ОСН-10-2-3, работающего в паре с блоком из сталиХ12Ф1 (Х2)
Бр.ОСН 10-2-3 и работающих с ними в паре стальных^блоков
Бр.ОСН 10-2-3 и работающих с ними в паре стальных^блоков
Рис. 4. Износ распределителя из бронзы Бр. ОСН-10-2-3, работающего в паре с блоком из стали
Х12Ф1 (Х2)
Рис. 4. Износ распределителя из бронзы Бр. ОСН-10-2-3, работающего в паре с блоком из стали
Х12Ф1 (Х2)
. Изменение режимов термической обработки объясняется тем, что при эксплуатации гидравлических машин имеются случаи повышенного износа распределителей, изготовляемых из бронзы
Рис. 5. Износ блока из сталиХ12Ф1, работающего в паре сраспределителем из бронз ы
Бр. ОСН-10-2-3 (Х4)
Исследования характера износа показали, что определяющим видом износа в этом случае является схватывание второго рода (по классификации Б. И. Костецкого). В результате этого износа
269
на поверхность бронзового распределителя переносятся твердые стальные частицы, которые шаржируют поверхность блока и, испытывая воздействие вращающегося блока, деформируют поверхность распределителя. Возникновение процесса схватывания возможно при условии пластической деформации материалов сопряженных поверхностей трения; поэтому при механической обработке стального блока и в процессе работы гидравлических машин происходит отпуск поверхностных слоев стали. Проведенные замеры микротвердости поверхности блоков с указанным
видом износа показали, что
ВремяВремяРис. 6. Схема технологического процесса термической обработки на вторичную твердость блоков из стали Х12Ф1Рис. 6. Схема технологического процесса термической обработки на вторичную твердость блоков из стали Х12Ф1в отдельных местах поверхности блока на глубине 5— 10 мк микротвердость достигает 300—400 кПмм\ На этом основании целесообразно проводить термическую обработку стали Х12Ф1 на вторичную твердость, что позволяет сохранить твердость в пределах HRC 56—62 до температуры 550G С.
Время
Время
Рис. 6. Схема технологического процесса термической обработки на вторичную твердость блоков из стали Х12Ф1
Рис. 6. Схема технологического процесса термической обработки на вторичную твердость блоков из стали Х12Ф1
При термической обработке по ранее указанной схеме (см. рис. 3) твердость уменьшается при повышении температуры выше 200°С. Кроме
этого необходимо отметить, что при термической обработке по первой схеме после закалки немедленно проводится обработка
холодом, вызывающая дополнительные напряжения и одновре
менно резко снижающая ударную вязкость.
В результате возможно возникновение трещин при термической обработке стали, имеющей высокий балл карбидной неоднородности. При термической обработке на вторичную твердость после закалки с целью разложения остаточного аустенита проводится отпуск до 520° С (рис. 6), что вызывает значительно меньшие напряжения, чем при обработке холодом. После отпуска при 520° С проводится обработка холодом при температуре —70° С. Затем следует второй отпуск до 520° С и по аналогии с первой схемой — старение после шлифования. Твердость блока из стали Х12Ф1, термически обработанного по приведенной схеме, составляет HRC 56—62. Ударная вязкость при обработке на вторичную твердость возрастает почти вдвое. Износ блоков при испытаниях в течение 500 ч равен 1—2 мк, что аналогично износу блоков, термически обработанных по первой схеме.
Общий цикл термической обработки стали Х12Ф1 на вторичную твердость меньше примерно на 20%, чем при обработке по первой схеме.
Рис. 7. Микроструктура бронзы Бр. ОСН-10-2-3 после проведения стабилизирующего отпуска при температуре 300° С. Х200Рис. 7. Микроструктура бронзы Бр. ОСН-10-2-3 после проведения стабилизирующего отпуска при температуре 300° С. Х200
Рис. 7. Микроструктура бронзы Бр. ОСН-10-2-3 после проведения стабилизирующего отпуска при температуре 300° С. Х200
Рис. 7. Микроструктура бронзы Бр. ОСН-10-2-3 после проведения стабилизирующего отпуска при температуре 300° С. Х200
Некоторые типы гидравлических машин выпускаются с блоками, изготовленными из бронзы Бр. ОСН-10-2-3 АМТУ 211—51. Эксплуатация машин с блоками, заготовки которых не подвергались термической обработке,
показала, что с течением времени диаметры цилиндров уменьшаются на 10 мк. Такое уменьшение цилиндров блока может вызвать заклинивание поршней при работе машины (минимальный зазор между цилиндром блока и стальным поршнем при комнатной температуре 15 juk). В результате этого необходимо заготовку бронзовых блоков подвергать стабилизирующему отпуску при температуре 300° С. Такой отпуск не изменяет исходную структуру бронзы (рис. 7): твердый раствор + эвтектоид.
В связи с тем,- что величина зазора между поршнем и блоком
очень мала, необходимо в тех
нологии термической обработки стального поршня предусматривать режимы, обеспечивающие стабильность его размеров.
При несоблюдении этого условия может произойти заклинивание
Время
Рис. 8. Схема технологического процесса термической обработки поршней из стали ШХ-15
блока вследствие разложения остаточного аустенита в процессе эксплуатации машины и увеличения диаметра поршня до 0,07%.
На рис. 8 представлена схема технологического процесса термической обработки поршней из стали ШХ-15. Рассматривая
271
схему технологии термической обработки, следует остановиться на следующем.
Заготовки поршней подвергаются нормализации при температуре 880—900°С для получения перед закалкой структуры мелкопластинчатого перлита. Эта структура обеспечивает в широком диапазоне закалочных температур получение материала с хорошей износостойкостью в результате высокой твердости HRC 60—65.
Для стабилизации размеров детали в технологической схеме предусмотрена обработка холодом при температуре —70° С, а также старение после предварительного шлифования и сборки для снятия напряжений, возникающих при механической обработке и завальцовке бронзового вкладыша. Указанная термическая обработка бронзовых блоков и стальных поршней позволила ликвидировать уменьшение зазора при эксплуатации гидравлических машин и получить естественный износ пары трения блок— поршень, не превышающий 7 мк за 1500 ч при работе машины в интервале давления 40—150 атм.
ВЫВОДЫ
Для обеспечения надежной работы и достаточной долговечности ходовой части аксиально-поршневых насосов и гидромоторов необходимы следующие условия:
Технологический процесс термической обработки основных деталей, изготовленных из высоколегированных сталей, должен состоять из режимов, стабилизирующих структуру стали после закалки (обработку холодом или высокий отпуск).
Закалку блоков из стали Х12Ф1 необходимо проводить с подстуживанием на воздухе перед охлаждением в масле в течение 15—25 сек для уменьшения закалочных напряжений.
Блоки из стали Х12Ф1 целесообразно обрабатывать на вторичную твердость (HRC 56—62) для повышения ударной вязкости, уменьшения напряжений при проведении термической обработки и повышения устойчивости против отпуска.
Технологический процесс термической обработки точных деталей должен состоять из режимов, стабилизирующих напряжения, вызванные механической обработкой и сборкой.
Внедрение указанных технологических режимов термической обработки позволило сократить брак деталей при проведении термической обработки, повысить работоспособность и долговечность деталей ходовой части гидромоторов и насосов, а также сократить технологический цикл термической обработки деталей.
Инженеры В. Е. Воякин, В. С. Кикоть, Ю. И. Ловцов, канд. техн, наук Б. А. Пылов, инж. В. В. Токарев
О ВЫБОРЕ И РАЗРАБОТКЕ СХЕМПОЛНОПОТОЧНЫХ ГИДРООБЪЕМНЫХ ТРАНСМИССИЙСАМОХОДНЫХ МАШИН
Гидравлическая объемная трансмиссия самоходной машины предназначена для передачи мощности от двигателя внутреннего сгорания к ведущим колесам или звездочкам и изменения передаточного числа в зависимости от условий движения.
Технические показатели машины с гидравлической объемной трансмиссией во многом зависят от правильной и рациональной разработки гидравлической схемы трансмиссии. Поэтому при выборе принципиальной гидравлической схемы трансмиссии основными вопросами являются: общий к. п. д. трансмиссии на различных режимах движения машины, буксировка и возможность пуска двигателя с буксира, наименьшие габариты и вес, надежность работы и простота эксплуатации, возможность механизации и автоматизации управления трансмиссией, меры безопасности в случае повреждения магистралей или гидроагрегатов и др.
Классификация и анализ принципиальных схемгидравлических объемных трансмиссий
Принципиальные гидравлические схемы трансмиссий можно классифицировать по многим признакам, в том числе и по количеству основных гидроагрегатов — насосов и гидромоторов. В связи с этим известные схемы гидравлических трансмиссий самоходных машин с числом гидромоторов (независимо от их типа, конструкции и наличия конечных редукторов), равным числу ведущих элементов, можно разделить на следующие группы.
Трансмиссии с одним насосом и несколькими гидромоторами, связанными с ведущими колесами. Схема обычно применяется для колесных машин, т. е. к этой группе относятся четырехколесные машины с одним насосом и двумя (рис. 1, а) или четырьмя (рис. 1, б) гидромоторами.
18 В НИИ Гидропривод 833273
При нескольких ведущих осях (например, в машине с колесной формулой 4x4) имеется возможность расширить диапазон скоростей и диапазон тяговых усилий отключением одного из мостов в зависимости от условий движения.
Рис. 1. Принципиальные схемы гидравлической объемной трансмиссии (Я — насос; ГМ — гидромотор; ДВС — двигатель внутреннего сгорания):Рис. 1. Принципиальные схемы гидравлической объемной трансмиссии (Я — насос; ГМ — гидромотор; ДВС — двигатель внутреннего сгорания):
Рис. 1. Принципиальные схемы гидравлической объемной трансмиссии (Я — насос; ГМ — гидромотор; ДВС — двигатель внутреннего сгорания):
Рис. 1. Принципиальные схемы гидравлической объемной трансмиссии (Я — насос; ГМ — гидромотор; ДВС — двигатель внутреннего сгорания):
а — колесной машины с одним насосом и двумя гидромоторами; б — колесной машины с одним насосом н четырьмя гидромоторами; s — гусеничной машины с двумя насосами и двумя гидромоторами; г — трехколесной машины с двумя насосами и двумя гидромоторами; д — короткобазной машины с двумя насосами и двумя гидромоторами; е — колесной машины с числом насосов, равным числу мостов; ж — колесной машины с числом насосов, равным числу гидромоторов
Наличие гидродифференциальной связи между ведущими колесами и мостами, необходимой для поворота машины, проявляется как недостаток, когда сила тяги ограничивается колесом, имеющим наименьшее сцепление с грунтом, что может привести к буксованию.
274
Вследствие этого схема не обеспечивает хорошей проходимости машины без специальных устройств, блокирующих гидромоторы ведущих колес.
Принципиально схема с одним насосом и двумя гидромоторами может быть применена и для гусеничных машин, но для этого необходимо иметь гидромоторы с бесступенчато регулируемым рабочим объемом и систему автоматического регулирования, обеспечивающую прямолинейное движение и поворот машины с различными моментами на ведущих звездочках. Применение подобных систем на колесных машинах, выполненных по такой схеме, позволило бы повысить их проходимость.
Трансмиссии с двумя насосами и двумя гидромоторами, связанными сведущими колесами или звездочками. Такая схема обычно применяется для трансмиссий, выполняющих также функции механизма поворота гусеничных (рис. 1, в), трехколесных (рис. 1, г) и короткобазных (рис. 1, б) машин. Каждый насос питает один гидромотор, связанный со звездочкой или ведущим колесом, а в случае короткобазной машины—с колесным редуктором одногоборта.
Раздельное питание гидромоторов позволяет получить различные скорости ведущих элементов и осуществлять поворот машины. Совмещение трансмиссии и механизма поворота позволяет получить простую и совершенную трансмиссию ограниченного веса. По рассматриваемой схеме гидравлическая объемная трансмиссия проектируется и в том случае, когда требуется обеспечить независимый привод ведущих колес для повышения проходимости машины и отбор до 50% мощности двигателя через гидравлический вал отбора мощности. Дифференциальная связь ведущих колес при движении машины обеспечивается объединением магистралей насосов.
Число насосов больше одного и равно числу ведущих мостов, а число гидромоторов больше двух и равно числу ведущих колес. Эта схема применяется для многоосных колесных машин [например, с колесными формулами 4x4 (см. рис. 1, е); 6x4; 6x6; 8x8 и т. д. ] и отвечает повышенным требованиям по проходимости.
Схема может обеспечить дифференциальную связь любых ведущих мостов и колес, индивидуальный привод (блокировку) каждого ведущего моста, межбортовую блокировку и индивидуальный привод половины общего числа ведущих колес в любом сочетании. Кроме того, при такой схеме отключением части ведущих мостов можно значительно расширить силовой и скоростной диапазоны трансмиссии.
Число насосов больше двух и равно числу гидромоторов (рис. 1, ж). Применение подобной многонасосной схемы для колесных машин, к которым предъявляется требование независимого привода всех ведущих колес, в некоторых случаях оказывается целесообразным.
18*
276
Рис. 2. Многонасосная схема гидравлической объемной трансмиссии для трактора К-700:
/ — магистраль напора; 2 — магистраль слива; 3 — магистраль дренажа; 4 — магистраль подпитки
В самоходных машинах с гидравлической объемной трансмиссией, где число тяговых гидромоторов превосходит количество основных насосов, для синхронизации скоростей ведущих элементов при разных нагрузках на них применяют делители потока (пор- ционеры) или последовательное включение гидромоторов, что ведет к снижению общего к. п. д.
От этого недостатка свободна многонасосная схема, которая, помимо обеспечения независимого привода всех ведущих колес и свойств механизма поворота, позволяет получить все достоинства схем предыдущей (третьей) группы.
Применение в гидравлических объемных трансмиссиях нескольких насосов малого рабочего объема имеет существенные преимущества по сравнению с вариантами использования одного- двух насосов большего рабочего объема.
Во-первых, гидроагрегаты (насосы) с меньшим рабочим объемом при высоких давлениях работают более надежно и долговечно, чем однотипные гидромашины с большим рабочим объемом, или при одинаковой долговечности развивают более высокие давления и допускают большие скорости вращения. Эти факторы могут привести к сокращению веса и габаритов трансмиссий.
Во-вторых, увеличение в несколько раз потребного количества насосов позволяет наладить их крупносерийное или массовое производство, что должно обеспечить меньшую стоимость нескольких малых форсированных насосов по сравнению с одним насосом эквивалентной мощности. При использовании многонасосных схем возникают новые трудности. В частности, усложняется привод управления насосами. Примером многонасосной схемы является схема трансмиссии с четырьмя насосами (рис. 2) для трактора К-700, описание которой приведено ниже.
Анализ и выбор элементов схем
Гидравлическая объемная трансмиссия должна удовлетворять требованиям, предъявляемым к машине, для которой она предназначается, должна обеспечивать определенные режимы движения и работы машины в различных условиях с наибольшим к. п. д., быть простой и надежной в эксплуатации, иметь минимальные вес и габариты, несложное управление и т. д. Все эти требования в сочетании с экономическими, конструктивными, производственно-технологическими и эксплуатационными факторами и опытом по созданию трансмиссий для самоходных машин должны учитываться при выборе отдельных элементов схем и при разработке схем в целом.
На самоходных машинах иногда применяются гидрообъемные коробки передач с раздельным и нераздельным исполнением, которые имеют некоторые преимущества по сравнению с механической коробкой передач. По всем основным показателям (вес,
277
к. п. д., компоновка и т. д.) машина с гидрообъемной коробкой передач уступает аналогичной машине с гидравлической объемной трансмиссией, имеющей число гидромоторов, равное числу ведущих элементов. Единственное достоинство гидрообъемной коробки передач — возможность унификации ее с механической коробкой передач.
Таким образом, при разработке схемы гидравлической объемной трансмиссии для самоходной машины не следует ориентироваться на гидрообъемную коробку передач.
В такой трансмиссии применяются как быстроходные гидромоторы (часто унифицированные с насосами) с понижающим редуктором, так и высокомоментные гидромоторы, встроенные в ступицы ведущих колес. Поскольку к. п. д. быстроходного и высокомоментного гидромоторов примерно одинаковы, то к. п. д. гидравлической объемной трансмиссии с высокомоментными гидромоторами оказывается более высоким из-за отсутствия понижающих редукторов. Кроме этого, передача с высокомоментными гидромоторами легче, чем передача с быстроходными гидромоторами и понижающими редукторами. Так, например, гидромотор ВИМа, состоящий из трех гидромоторов и понижающего редуктора, весит ~200 кг, а высокомоментный гидромотор с теми же показателями может быть выполнен в 2 раза более легким.
И, наконец, компоновка высокомоментных гидромоторов на машине более удобна.
Очень важным является вопрос получения при помощи гидравлической объемной трансмиссии диапазонов скоростей и тяговых усилий, необходимых для данной машины.
В трансмиссии с гидромоторами постоянного рабочего объема (нерегулируемые гидромоторы) заданные скоростные и силовые диапазоны самоходной машины обеспечиваются за счет изменения производительности насосов (при этом насосы должны быть обязательно с регулируемыми рабочими объемами), отключения части ведущих мостов и последовательного соединения гидромоторов. Однако возможности расширения рабочего диапазона при помощи двух последних способов ограничены, особенно для машин с двумя-четырьмя гидромоторами.
Для получения требуемого скоростного диапазона приходится увеличивать максимальный рабочий объем насосов, т. е. устанавливать насосы больших весов и габаритов. Повышение же производительности насосов влечет за собой увеличение проходных сечений трубопроводов, золотников и прочих устройств, что вызывает увеличение веса и габаритов всей трансмиссии.
Силовой и скоростной диапазоны машины с гидравлической объемной трансмиссией можно значительно расширить за счет применения тяговых гидромоторов с регулируемыми рабочими объемами, что также позволяет уменьшить требуемую произво- 278
дительность насосов, а следовательно, их габариты и вес, размеры золотников и диаметры трубопроводов.
Регулирование рабочих объемов гидромоторов может быть ступенчатым (например, в схеме ВИМа составные гидромоторы имеют три ступени, см. рис. 3) и бесступенчатым. Бесступенчатое
Рис. 3. Схема гидравлической объемной трансмиссии для колесного трактора: 1 — золотниковый распределитель; 2—силовой цилиндр; 3—контроллер; 4—составной гидромотор; 5—крановый распределитель; б—гидромотор вала отбора мощности;
7— регулятор расхода регулирование предпочтительнее, так как обеспечивает необходимые диапазоны скоростей и тяговых усилий при полной загрузке двигателя машины без регулирования производительности насосов и гиперболическую тяговую характеристику, автоматическое получение которой легко достигается поддержанием постоянного давления жидкости в гидросистеме трансмиссии.
Для перехода в процессе работы к более высоким скоростям необходимо отключать ступени гидромотора либо механически, что усложняет конструкцию гидромотора и привода управления им, либо гидравлически (закорачивая напорные и сливные полости), что ведет к дополнительным потерям мощности вследствие циркуляции жидкости в отключенных элементах и, следовательно, к снижению к. п. д. гидромотора. Помимо этого, наличие ступеней в трансмиссии ухудшает динамику машины. Институтом горного дела им. А. А. Скочинского совместно с МВТУ им. Н. Э. Баумана спроектирован радиально-поршневой гидромотор многократного действия с бесступенчато регулируемым рабочим объемом, предназначенный для установки в ступицы колес трактора К-700.
При разработке схем гидравлических объемных трансмиссий для колесных машин необходимо предусматривать возможность получения гидродифференциальной связи ведущих гидромоторов. Это требуется для ликвидации циркуляции мощности между ведущими мостами и колесами при хороших условиях движения,
а для машин с управляемыми колесами или ломающейся рамой — для нормального поворота.
/ — насос трансмиссии; 2 — перепускной клапан; 3 — гидромоторы; 4 — золотник (У — независимый вал отбора мощности; II — синхронный); 5 — кран гидравлической блокировки; б — кран независимого вала отбора мощности; 7 — клапаны подпитки; 8 — предохранительные клапаны; 9 — золотник (/ — рабочий режим; // — транспортный режим); 10 — насос/ — насос трансмиссии; 2 — перепускной клапан; 3 — гидромоторы; 4 — золотник (У — независимый вал отбора мощности; II — синхронный); 5 — кран гидравлической блокировки; б — кран независимого вала отбора мощности; 7 — клапаны подпитки; 8 — предохранительные клапаны; 9 — золотник (/ — рабочий режим; // — транспортный режим); 10 — насос
/ — насос трансмиссии; 2 — перепускной клапан; 3 — гидромоторы; 4 — золотник (У — независимый вал отбора мощности; II — синхронный); 5 — кран гидравлической блокировки; б — кран независимого вала отбора мощности; 7 — клапаны подпитки; 8 — предохранительные клапаны; 9 — золотник (/ — рабочий режим; // — транспортный режим); 10 — насос
/ — насос трансмиссии; 2 — перепускной клапан; 3 — гидромоторы; 4 — золотник (У — независимый вал отбора мощности; II — синхронный); 5 — кран гидравлической блокировки; б — кран независимого вала отбора мощности; 7 — клапаны подпитки; 8 — предохранительные клапаны; 9 — золотник (/ — рабочий режим; // — транспортный режим); 10 — насос
Межосевая и межколесная блокировки необходимы для повышения проходимости и улучшения тяговых характеристик колесных машин, особенно тракторов, тягачей и машин специального назначения.
Как показали исследования ВИМа, блокировка межосевого дифференциала позволяет значительно снизить буксование колес и повысить тяговые показатели колесного трактора с гидравлической объемной трансмиссией при неоптимальном распределении его веса по осям и при неодинаковых условиях сцепления передних и задних колес с грунтом. Многонасосные схемы позволяют также получать и межбортовую блокировку ведущих колес.
Наиболее просто и полно задача блокировок решается применением многонасосных схем. Примерами таких решений могут служить схемы гидравлических объемных трансмиссий трактора МТЗ-50 (рис. 4) и колесного трактора ХТСЗ (рис. 5).
В схемах с одним насосом для блокировок гидродифференци- альных связей ведущих элементов обычно применяют порционеры или последовательное соединение гидромоторов, что в обоих случаях связано с уменьшением к. п. д. трансмиссии.
Во время движения торможение самоходной машины с гидравлической объемной трансмиссией, где применены нерегулируемые гидромоторы, осуществляется уменьшением рабочих объемов 280
насосов и при нулевой подаче насосов обеспечивается полное затормаживание.
Для машин с регулируемыми гидромоторами торможение в некотором диапазоне скоростей можно производить увеличением
/ — кран отключения переднего моста; 2 — насос; 3 — предохранительные клапаны; 4 — гидромотор; 5 — распределительный кран (У—независимый привод ведущих мостов; Па—движение с задним ведущим мостом; Пб —независимый привод задних ведущих колес); б — клапаны подпитки
рабочего объема моторов до наибольшего и лишь затем переходить к торможению насосами.
Для машин с гидравлической объемной трансмиссией также необходимы механические стояночные или горные тормоза, без которых при стоянке машины на уклоне может произойти сползание вследствие неизбежных утечек рабочей жидкости.
Схемой трансмиссии должно также предусматриваться аварийное затормаживание машины на случай повреждения шлангов, трубопроводов или гидроагрегатов. Для этого целесообразно иметь в гидромоторах золотники для запирания их магистралей.
Почти во всех схемах гидравлических объемных трансмиссий для самоходных машин задний ход осуществляется реверсированием потока жидкости в трансмиссии при помощи насосов.
Однако поток жидкости в трансмиссии можно реверсировать и при помощи золотникового устройства. Если же золотники реверса установить непосредственно перед тяговыми гидромоторами или даже на них, то появляется возможность создания трансмиссии с неизменным направлением потоков жидкости и с нереверсивными (по направлению потока) насосами. Такая трансмиссия по сравнению с известными имеет некоторые преимущества.
Во-первых, по сравнению с реверсивными насосами нереверсивные насосы имеют более простую конструкцию, меньший вес и размеры и, следовательно, меньшую стоимость.
Во-вторых, упрощается привод управления насосами. И, наконец, решается задача синхронного выведения нескольких насосов в положение нулевой подачи, что особенно важно при независимом приводе гидромоторов.
Таким образом, схемы гидравлических объемных трансмиссий с нереверсивными насосами и золотниками реверса, стоящими перед гидромоторами, могут оказаться приемлемыми для самоходных машин.
При движении накатом и буксировке необходимо разъединять кинематическую связь между колесами машины и двигателем. Иногда это осуществляется при помощи механических устройств типа муфт или включаемой пары шестерен, которые чаще, особенно при наличии конечных редукторов, устанавливаются между гидромотором и колесом или звездочкой и реже — между насосами и двигателем. Однако более предпочтительным является гидравлическое отсоединение гидромоторов от трансмиссии закорачиванием их напорных и сливных магистралей при помощи специальных кранов или золотников, которые следует предусматривать при разработке схемы.
Благодаря обратимости объемной гидропередачи обеспечивается возможность пуска двигателя при помощи буксира. При этом следует предусмотреть подпитку всасывающей магистрали гидромотора, когда он работает в режиме насоса.
Важным вопросом для самоходной машины с гидравлической объемной трансмиссией является вопрос прогрева гидросистемы в условиях низких температур. Вследствие повышения вязкости рабочей жидкости при низкой температуре нормальная работа трансмиссии нарушается, а на прокачивание жидкости через гидросистему затрачивается большая мощность, что затрудняет трогание машины с места. Во избежание этого целесообразно предусмотреть в схеме трансмиссии краны или золотники для закорачивания гидросистемы, исключая гидромоторы. После пуска и прогрева двигателя насосы прогоняют холодное масло по всей гидросистеме. Преодолевая различные местные сопротивления, почти все масло быстро прогревается. После этого можно начинать движение.
На самоходных машинах с гидравлической объемной трансмиссией можно осуществить гидрофикацию многих вспомогательных приводов и устройств (гидроусилитель руля, гидростартер для пуска двигателя, догружатели ведущих колес, привод лебедки, сервомеханизмы управления и др.), питание и управление гидросистем навесных и прицепных механизмов и машин, отбор мощности на стационарные агрегаты. Мощность от трансмиссии может отбираться на другие машины и агрегаты в виде потока жидкости или в виде механической энергии. В первом случае необходимо предусмотреть места и устройства для подключения посторонних механизмов; во втором случае обычно устанавли- 282
вают специальный гидромотор, который может иметь скорость вращения синхронную (пропорциональную) или независимую от скорости вращения колес, что определяется способом подключения этого гидромотора к трансмиссии машины.
Легкость и простота управления машиной во многом зависят от количества органов управления — различных ручек, рычагов, кнопок, кранов, педалей и т. п., на которые воздействует водитель; с этой точки зрения гидравлическая объемная трансмиссия позволяет иметь минимальное число органов управления, так как нетрудно скомпоновать несколько золотников, управляемых от одной рукоятки. Но многое зависит и от степени сложности принципиальной гидравлической схемы трансмиссии. Примером простой гидравлической схемы может служить схема, разработанная ХТСЗ (рис. 5).
Для управления элементами гидравлической объемной трансмиссии применяются гидравлические дистанционные и сервоприводы, что является также основой для автоматизации совместной работы двигателя и трансмиссии с целью получения наивыгоднейших характеристик машины при различных условиях движения. Кроме этого, применение гидравлического привода для перемещения основных золотников позволяет наилучшим образом расположить их на машине, сократив длину трубопроводов большого сечения, уменьшив гидравлические потери в магистралях и вес трансмиссии, и отказаться от сложных и громоздких механических приводов управления.
Таким образом, при разработке схемы гидравлической объемной трансмиссии и схемы управления ею следует стремиться к минимальному количеству управляющих элементов и органов управления и предусматривать гидравлические сервоприводы для управления насосами, гидромоторами, золотниками, кранами и т. д.
Гидравлические объемные трансмиссии, несмотря на сложность входящих в них агрегатов, позволяют упростить обслуживание и ремонт машин, сведя его к замене и ремонту неисправных агрегатов. Это необходимо иметь в виду при разработке гидравлической схемы. Насосы, гидромоторы, краны, клапаны, управляющие и основные золотники, шланги, фильтры и другие элементы должны быть в основном взаимозаменяемы и унифицированы.
Для повышения надежности работы гидравлической объемной трансмиссии необходимо предусматривать в ее схеме установку манометров, термометров и фильтров, рассчитанных на прохождение через них всего потока рабочей жидкости.
Для удобства эксплуатации трансмиссии следует предусматривать устройства для заправки гидросистемы, гидравлические разъемы (муфты) и клапаны, автоматически запирающие магистрали при демонтаже трубопроводов и гидроагрегатов, и другие приспособления.
Только правильное сочетание всех перечисленных факторов с учетом специфических требований к данной самоходной машине обеспечит создание наиболее рациональной схемы гидравлической объемной трансмиссии.
Рис. 6. Схема управления гидравлической объемной трансмиссией трактора К-700:
/ — золотник управления золотником В; 2 — рукоятка режимов работы; 3 — золотник управления золотниками а. б, а н г; 4 — рукоятка наката и буксирования (О — движение; / — накат нлн буксировка); 5 — педаль экстренного торможения (0 — движение; / — торможение)
Как примеры схем, учитывающих почти все изложенные выше требования, рассмотрим схему гидравлической объемной трансмиссии (см. рис. 2) для трактора К-700 и схему управления этой трансмиссией (рис. 6), разработанные в МВТУ им. Н. Э. Баумана.
Схема гидравлической объемной трансмиссиитрактора К-700
Схема (см. рис. 2) предусматривает установку четырех насосов с регулируемыми рабочими объемами и четырех высокомоментных 284
гидромоторов, регулируемых автоматически и встроенных в ступицы колес.
Для осуществления всех режимов движения трактора служат четыре одинаковых золотника а, б, в и г, установленные в гидромоторах, и золотники Л, Б и В, составляющие гидропанель, которая размещается под кабиной трактора.
Рассмотрим работу золотников а, б, в и г на примере золотника а. В среднем положении /, которое фиксируется шайбами, поджимаемыми пружинами, золотник обеспечивает питание гидромотора и соединяет его корпус с дренажной системой.
В положении //, куда золотник перемещается при подаче масла под давлением из системы управления, происходит отключение гидромотора, т. е. магистрали от насосов запираются, а магистрали гидромотора соединяются с дренажной системой. Одновременно в корпус гидромотора от вспомогательного насоса или аккумулятора подается масло под давлением ~2 кПсм1, которое отжимает поршневые группы гидромотора к ротору. В результате этого силовая связь между ротором и статором прерывается и колесо может свободно вращаться.
В положении /// золотник закорачивает магистрали насосов и запирает магистрали гидромотора, что соответствует режиму экстренного или аварийного торможения, а также используется при прогреве масла в гидросистеме в условиях низких температур.
В последнем случае насосы прокачивают масло по всей гидросистеме, исключая гидромоторы.
Золотники А и Б одинаковы; они обеспечивают гидродиффе- ренциальную связь между гидромоторами одного борта (положение /) или блокируют ее (положение //), когда требуется независимый привод всех колес. В положение / золотники А и Б ставятся пружинами, в положение II переводятся при подаче давления из системы управления.
Золотник В обеспечивает: в положении / — разъединение средних насосов между собой; в положении // — соединение средних насосов только с магистралями гидравлического вала отбора мощности; в положении /// — гидродифференциальную связь между средними насосами и соответственно между гидромоторами заднего моста. В среднем положении золотник В фиксируется шайбами, поджимаемыми пружинами, а в крайние положения (положения // и ///) перемещается при подаче масла под давлением из системы управления.
Рассматриваемая схема гидравлической объемной трансмиссии обеспечивает следующие режимы работы трактора:
Движение с четырьмя ведущими колесами (рабочий режим):
между гидромоторами всех колес существует гидродифферен- циальная связь (золотники а, б, в, г, А и Б — в положении /, золотник В — в положении ///);
гидромоторы всех колес имеют независимый привод (золотники а, б, в, г, В — в положении /, золотники А, Б — в положении //).
Движение с ведущим передним мостом (транспортный режим):
между гидромоторами передних колес существует гидро- дифференциальная связь (золотники а, б, А и Б — в положении /, золотники виг — в положении //, золотник В — в положении ///);
гидромоторы передних колес имеют независимый привод (золотники а, б. А, Б и В — в положении /, золотники виг — в положении //).
Движение с ведущим задним мостом (транспортный режим):
между гидромоторами задних колес существует гидродиф- ференциальная связь (золотники в, г, А и Б — в положении /, золотники а и б — в положении //, золотник В — в положении ///);
гидромоторы задних колес имеют независимый привод (золотники в, г, А, Б и В — в положении /, золотники а и б — в положении //).
Движение накатом или буксирование машины (золотники а, б, ей г—в положении //, насосы — в положении нулевой подачи).
Пуск двигателя с буксира (гидромоторы работают в режиме насосов, насосы — в режиме гидромоторов, подпитка обеспечивается вспомогательным насосом с приводом от электродвигателя).
Экстренное или аварийное торможение (золотники а, б, виг — в положении ///).
Прогрев масла в гидросистеме трансмиссии (золотники а, б, в и г — в положении ///, насосы прокачивают масло через гидросистему, прогревая ее).
Работа с независимым валом отбора мощности (золотник В — в положении //):
движение с четырьмя ведущими колесами и гидродифферен- циальной связью между гидромоторами борта (золотники А и Б — в положении /, золотники а, б, в и г — в положении /);
движение с ведущим задним мостом (золотники в, г, А и Б — в положении /, золотники а и б — в положении //);
движение с передним ведущим мостом (золотники а, б, А и Б — в положении /, золотники виг — в положении //).
При движении с одним ведущим мостом гидродифференциаль- ная связь между гидромоторами отсутствует. На валу отбора мощности во всех случаях работают два насоса, что позволяет передать на него до 50% всей мощности двигателя.
Задний ход осуществляется изменением направления потока рабочей жидкости в магистралях системы при помощи насосов.
При заднем ходе трактор имеет те же режимы движения, что и при движении вперед.
286
(О — запирание гидромотора; / — задний ход; II — борта; 4 — распределительный золотник (0 — неза- II — гндродифференциальная связь между бортами)(О — запирание гидромотора; / — задний ход; II — борта; 4 — распределительный золотник (0 — неза- II — гндродифференциальная связь между бортами)
(О — запирание гидромотора; / — задний ход; II — борта; 4 — распределительный золотник (0 — неза- II — гндродифференциальная связь между бортами)
(О — запирание гидромотора; / — задний ход; II — борта; 4 — распределительный золотник (0 — неза- II — гндродифференциальная связь между бортами)
I — золотник наката (/ — движение; // — накат, буксирование); 2 — золотник реверса ^ передний ход); 3 — кран гидродифференциальной связи между гидромоторами одного .^ висимый привод гпдромоторов; I — привод гидравлического вала отбора мощности;
Торможение при движении осуществляется уменьшением подачи и выведением насосов в положение нулевой производительности.
Схема управления гидравлической объемной трансмиссиейтрактора К-700
Управление (рис. 6) рассмотренной системой осуществляется следующими четырьмя органами управления:
рукояткой установки рабочего объема насосов, которой задается скорость движения и производится плавное торможениетрактора;
рукояткой режимов работы, при помощи которой отключаются или включаются мосты, обеспечиваются все блокировки колес и мостов и включается независимый гидравлический вал отбора мощности;
рукояткой наката и буксировки;
педалью экстренного торможения.
Поскольку основные золотники А, Б, В, а—г пропускают большое количество масла, а следовательно, имеют большие размеры и для их перемещения требуются значительные усилия, то предусматривается гидравлическое управление этими золотниками при помощи вспомогательных золотников, перемещаемых от указанных выше органов управления.
Рукоятка режимов работы имеет девять положений: 1 —движение с двумя ведущими мостами при гидродифференциальной связи гидромоторов всех колес; 2 — движение с ведущим передним мостом при гидродифференциальной связи гидромоторов передних колес; 3 — движение с ведущим задним мостом при гидродифференциальной связи гидромоторов задних колес (1а, 2а и За — соответственно то же, что и в положениях 1, 2 и 3, но с независимым приводом гидромоторов; 16, 26 и 36 — движение с работающим независимым валом отбора мощности соответственно на двух ведущих мостах, на переднем ведущем мосте и на заднем ведущем мосте).
Рукоятка наката имеет два положения: 0 — движение с передачей мощности от двигателя и 1 — движение накатом или буксирование.
Положение / соответствует отключению гидромоторов всех ведущих колес от основных магистралей.
Нажатие на педаль экстренного тормоза приводит к запиранию рабочей жидкости во всех гидромоторах.
Вариант схемы гидрообъемной трансмиссии для того же трактора К-700 с использованием нереверсивных насосов представлен на рис. 7.
В. И. Мананзон, И. В. Фрумкис
РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОГО ИССЛЕДОВАНИЯ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ
С ОБЪЕМНЫМИ ГИДРОТРАНСМИССИЯМИ
Проводимые в ВИМе исследования объемных гидропередач направлены на разработку научных основ их комплексного использования в машинно-тракторных агрегатах. Содержанием этих исследований является определение области применения, форм использования и технико-экономической эффективности объемных гидропередач в сельскохозяйственной технике, выявление наиболее рациональных схем и параметров, разработка агротехнических требований к перспективным тракторам. Работы ведутся по двум основным направлениям: исследование гидрообъемных полнопоточных трансмиссий сельскохозяйственных тракторов; исследование гидрообъемных устройств для отбора мощности от тракторов с обычной механической трансмиссией.
Уже первые лабораторные и полевые исследования экспериментального самоходного шасси В ИМ класса 0,9 т с четырьмя ведущими колесами и гидрообъемной трансмиссией показали, что применение в сельскохозяйственных колесных тракторах объемных гидротрансмиссий достаточно эффективно. В то же время эти исследования показали, что эффективность применения гидрообъемных тракторных трансмиссий зависит не только от создания надежных и имеющих высокие технические показатели гидроагрегатов, но и от правильности выбора общей схемы их соединения, обеспечивающей получение широкого диапазона работы трансмиссии с высокими значениями к. п. д.
В частности, стало очевидным, что схема гидрообъемной трансмиссии с одним регулируемым насосом и нерегулируемыми постоянно включенными тяговыми гидромоторами, широко распространенная в зарубежных экспериментальных тракторах, не может обеспечить перспективных весовых, скоростных и экономических параметров сельскохозяйственных тракторов. Например, для обеспечения при такой схеме гидрообъемной трансмиссии колесного трактора транспортной скорости —30 км?ч необходимо использовать насос очень высокой производительности. Габариты
19 ВНИИГидропривод 833 2 89
и вес такого насоса выходят за пределы конструктивных возможностей трактора, а стоимость очень высокая. Кроме этого, в данном случае трансмиссия всегда работает в режимах пониженных к. п. д., так как при работе трактора на небольших скоростях насос используется при малой производительности, а при работе
Рис. 1. Схема гидрообъемной трансмиссии экспериментального самоходного шасси ВИМ класса 0,6 tn:Рис. 1. Схема гидрообъемной трансмиссии экспериментального самоходного шасси ВИМ класса 0,6 tn:1 — насос; 2 — распределитель; 3 — контроллер; 4 — гидромашины, входящие в составной гидромотор; 5 — кран управления; 6 — регулятор скорости; 7 — выносной гидромотор;8 — выносной силовой гидроцилиндр1 — насос; 2 — распределитель; 3 — контроллер; 4 — гидромашины, входящие в составной гидромотор; 5 — кран управления; 6 — регулятор скорости; 7 — выносной гидромотор;8 — выносной силовой гидроцилиндрна больших скоростях — хотя и с высокой производительностью, но при малых перепадах давлений: и то, и другое снижает к. п. д. гидрообъемной трансмиссии.
Рис. 1. Схема гидрообъемной трансмиссии экспериментального самоходного шасси ВИМ класса 0,6 tn:
Рис. 1. Схема гидрообъемной трансмиссии экспериментального самоходного шасси ВИМ класса 0,6 tn:
1 — насос; 2 — распределитель; 3 — контроллер; 4 — гидромашины, входящие в составной гидромотор; 5 — кран управления; 6 — регулятор скорости; 7 — выносной гидромотор;
8 — выносной силовой гидроцилиндр
1 — насос; 2 — распределитель; 3 — контроллер; 4 — гидромашины, входящие в составной гидромотор; 5 — кран управления; 6 — регулятор скорости; 7 — выносной гидромотор;
8 — выносной силовой гидроцилиндр
Указанные недостатки были в значительной мере устранены в разработанной в ВИМе схеме гидрообъемной трансмиссии с составными тяговыми гидромоторами. Такой гидромотор встраивается в ведущее колесо трактора и представляет собой несколько комплектных гидромашин, связанных общей зубчатой передачей (бортовым редуктором) с выходным валом (ступицей колеса). Суммарный литраж составного гидромотора можно изменять ступенями за счет гидравлического отключения части гидромашин. Это позволяет резко (например, в 2—3 раза) сократить литраж насосной установки трансмиссии, во столько же раз расширить (по скорости) диапазон ее экономичной работы и снизить суммарный вес гидроагрегатов.
В ВИМе было изготовлено экспериментальное самоходное шасси класса 0,6 т с гидрообъемной трансмиссией, содержащей составные тяговые гидромоторы. Затем были проведены лабораторные и полевые исследования этого шасси и его сравнительные испытания с серийными шасси ДВСШ-16 и Т-16.
Схема гидрообъемной трансмиссии шасси ВИМ показана на рис. 1. Трансмиссия состоит из аксиально-поршневого регулируемого насоса 7, распределителя 2, контроллера 3 и двух встроенных в колеса составных тяговых гидромоторов, в каждом из которых имеется по три одинаковые аксиально-поршневые гидромашины 4. 290
Насос приводится непосредственно от вала двигателя шасси через полужесткую муфту. Контроллер позволяет изменять число включенных гидромашин в тяговых гидромоторах и таким образом регулировать ступенями их литраж. Гидромотор имеет три диапазона регулирования. На первом диапазоне в гидромоторе включены все три гидромашины, и он может развивать максимальный крутящий момент, но небольшое число оборотов. На втором диапазоне одна из гидромашин отключается, вследствие чего максимальный крутящий момент гидромотора снижается в 1,5 раза, а число оборотов соответственно возрастает. На третьем диапазоне отключены две гидромашины и максимальный крутящий момент убывает (по сравнению со вторым диапазоном) еще в 2 раза, а число оборотов возрастает во столько же раз. На каждом из диапазонов скорость движения шасси регулируется бесступенчато от нулевой при помощи регулирования производительности насоса.
К распределителю подключены не только контроллер с тяговыми гидромоторами, но и выносные силовой гидроцилиндр 8 и гидромотор 7, который выполняет функции устройства для дистанционного отбора мощности. Выносной гидромотор работает на независимом режиме работы, когда рабочая жидкость подается в выносной гидромотор от распределителя через регулятор скорости 6, а на синхронном режиме работы — при подключении выносного гидромотора при помощи крана управления 5 последовательно с одной парой гидромашин 4.
Лабораторные исследования трансмиссии самоходного шасси ВИМ показали, что она имеет широкий диапазон регулирования при постоянной мощности (~6), в котором поддерживаются высокие значения ее к. п. д. (^0,8). Максимальное значение к. п. д. трансмиссии составляло при лабораторных исследованиях 0,82.
На рис. 2 показана тяговая характеристика шасси ВИМ, снятая на асфальтированной дороге. Максимальный условный тяговый к. п. д. шасси 0,69 был зафиксирован на первом диапазоне работы тяговых гидромоторов при тяговом усилии ~600 кг и буксовании 7%.
На рис. 2 видно, что кривая тяговой мощности очень пологая, т. е. шасси в широких пределах изменения тягового усилия работает с достаточно высокими к. п. д. Это является следствием положительных качеств трансмиссии с составными гидромоторами. На кривой скорости выделены оптимальные точки перехода с одного диапазона работы гидромоторов на другой.
Линии изменения перепада давлений Др и расхода рабочей жидкости Q показывают, что на всех основных режимах перепад давлений не падает ниже -~70 кПсм2, а расход — ниже ~50 л!мин, что объясняет причины работы трансмиссии с высокими к. п. д. Из рисунка видно, что в широком диапазоне изменения тяговых усилий к. п. д. трансмиссии шасси был близок к 0,8.
19*19*291
19*
19*
Испытывавшееся для сравнения серийное самоходное шасси ДВСШ-16 имело на асфальтированной дороге следующие максимальные значения условного тягового к. п. д.: на второй передаче 0,78, на третьей — 0,79, на четвертой — 0,75 и на пятой — 0,61. Таким образом, максимальное значение условного тягового к. п. д. шасси ДВСШ-16 оказалось на 10% выше, чем у шасси ВИМ.
Рис. 2. Тяговая характеристика экспериментального самоходного шасси ВИМ класса 0,6 т на асфальтированной дороге
В целом можно считать, что условный тяговый к. п. д. шасси ДВСШ-16 в среднем на 6—7% выше, чем у шасси ВИМ.
Эти данные подтвердились и при сравнительных тяговых испытаниях шасси ВИМ и серийного шасси Т-16 на грунтовой дороге и на рыхлой почве. При этих испытаниях максимальные значения условного тягового к. п. д. шасси ВИМ и шасси Т-16 составляли соответственно 0,51 и 0,58, в то время как. средняя разница между условными тяговыми к. п. д. этих машин составляла 3—4%. Это объясняется тем, что потери в гидротрансмиссии имеют на рыхлой почве меньшее влияние на тяговый к. п. д. из-за значительных потерь на качение и буксование, одинаковых для обоих шасси.
Принимая во внимание, что параметры гидроагрегатов трансмиссии шасси ВИМ были несколько ниже возможных, можно по приведенным результатам испытаний сделать вывод, что тя- 292
говые показатели шасси и тракторов с гидрообъемными и механическими трансмиссиями достаточно близки, в особенности при работе на рыхлых почвах.
Как уже было отмечено выше, важным направлением работ ВИМа является исследование устройств для гидравлического отбора мощности в тракторах с механической трансмиссией. Такие устройства позволяют упростить и облегчить конструкцию агре-
Рис. 3. Схема универсального навесного гидропривода: / — насос; 2 — делитель потока; 3 — кран; 4—выносной гндромотор;
5 —предохранительный клапан
гатируемых с трактором машин и значительно повысить их про- изводительность, причем они могут быть внедрены в сельскохозяйственное производство быстрее, чем гидрообъемные трансмиссии.
В ВИМе аспирантом В. И. Акулининым были проведены полевые исследования универсального гидропривода, предназначенного для навески на обычные сельскохозяйственные тракторы классов 0,9, 1,4 и 3 т. Схема универсального навесного гидропривода показана на рис. 3.
Аксиально-поршневой регулируемый насос 1 гидропривода приводится от вала отбора мощности трактора через повышающий редуктор. Рабочая жидкость поступает из насоса в объемный делитель потока 2, который делит поток на три равные части. Краны <3 позволяют отключить любой из выходов делителя потока, к которым подключены выносные гидромоторы 4, и таким образом
выключать из работы отдельные гидромоторы. Предохранительный клапан 5 защищает гидропривод от перегрузок.
Испытания универсального гидропривода проводились на Армавирской опытной станции ВИМ с трактором МТЗ-50 и полуна- весной косилкой-измельчителем КИП-1,4 на кукурузе в стадии молочной спелости при средней урожайности 370 ц!га. Как видно из рис. 3, один из выносных гидромоторов приводил в действие режущий аппарат и мотовило, другой — измельчающие барабаны, а третий — швырялку. При испытаниях имело место повышение производительности агрегата (по сравнению с механическим приводом указанных рабочих органов от вала отбора мощности трактора) на ~12% и снижение расхода топлива (на 1 га) на -~13%. Это явилось следствием того, что при работе машины регулировали скорости выносных гидромоторов в зависимости от густоты стеблестоя, а также обеспечивали полную загрузку двигателя трактора.
В ВИМе закончено изготовление и проведены испытания в полевых условиях экспериментального трактора класса 1,4 m с гидрообъемной трансмиссией и четырьмя ведущими колесами. Этот трактор предназначен для сравнительных исследований различных схем гидрообъемных трансмиссий и типов гидроагрегатов, систем автоматического регулирования и устройств для гидравлического отбора мощности. Кроме этого, он нужен для проведения сравнительных испытаний с обычными серийными тракторами этого класса, атакжедля проверки и уточнения агротехнических требований на перспективные сельскохозяйственные тракторы.
Схематический разрез трактора показан на рис. 4. Рама состоит из двух лонжеронов 11, соединенных передней 3 и задней 14 литыми траверсами. На подмоторной раме 4, прикрепленной к передней траверсе, установлен дизель 5. К маховику 6 дизеля прикреплен шлицевой вал 7, связывающий через карданный вал 8 дизель с раздаточным редуктором 9. Нижняя шестерня редуктора выполнена заодно с валом, во внутренние шлицы которого входят с обоих концов валы аксиально-поршневых регулируемых насосов 21 и 20 типа НД-5. К этому же редуктору присоединен шестеренный насос 10 раздельно-агрегатной гидросистемы трактора.
В качестве тяговых гидромоторов трактора использованы быстроходные аксиально-поршневые гидромашины, установленные в корпусах бортовых редукторов 16, имеющих передаточное число 1 :9. Бортовые редукторы установлены на поворотных цапфах 23 и 18, размещенных в поперечных раздвижных балках переднего и заднего мостов трактора. Задняя балка 17 прикреплена к раме жестко, а передняя 1 — шарнирно на оси 2.
Тяговые гидромоторы одного из мостов трактора выполнены составными. В каждый из них входят две гидромашины 15 и 19 типа М5. В бортовых редукторах другого моста установлено по одной гидромашине типа М10, а на свободных гнездах смонтированы механические стояночные тормоза 22.
294
Рис. 4. Схематический разрез экспериментального трактора ВИМ класса 1,4 т\
и 17 — передняя и задняя балки; 2 — ось передней балки; 3 и 14 — передняя и задняя траверсы; 4— подмоторная рама; 5—дизель Д-50;
— маховик; 7 — шлицевой вал; 8 — карданный вал; 9 — раздаточный редуктор; 10—насос раздельно-агрегатной гидросистемы; //—лон- ю жерон; 12 — пульт управления; 18 — контроллер; /5 и 19 — гидромашины, входящие в составной гидромотор; 16 — бортовой редуктор; о20 и 21 — насосы; 22 — стояночный тормоз; 23 и 18 — поворотные цапфы
Материалы исследований отечественных экспериментальных тракторов с гидрообъемными трансмиссиями, зарубежный опыт, результаты лабораторных исследований ВИМа, разработанный в ВИМе метод обобщенного расчета и анализа объемных гидротрансмиссий, принятый перспективный типаж тракторов — все это послужило основой для составления в ВИМе предварительных агротехнических требований на колесные сельскохозяйственные тракторы с объемными гидротрансмиссиями. В них предусмотрены следующие основные положения.
Перспективные сельскохозяйственные тракторы с гидрообъемными трансмиссиями должны иметь (в моделях с двумя ведущими колесами) максимальное значение условного тягового к. п. д. не менее 0,62 на стерне и не менее 0,72 на грунтовой дороге. Трансмиссия трактора должна обеспечить привод ведущих колес, бесступенчатое регулирование скорости движения передним и задним ходом от нуля до ~30 км/ч, возможность блокировок ведущих колес, возможность буксировки трактора, гидравлический дистанционный отбор мощности как в независимом (регулируемом), так и в синхронном режиме. Диапазон экономичного регулирования трансмиссии при постоянной мощности должен быть не менее 4. Номинальное и максимальное рабочие давления должны составлять соответственно не менее 160 и 200 кПсм1. Гарантийный срок службы трансмиссии должен составлять не менее 5000 ч.
В насосной установке основным конструктивным решением будет, по-видимому, использование двух регулируемых насосов, что позволит эффективно обеспечить необходимые блокировки ведущих колес и независимый гидравлический отбор мощности. В тяговых гидромоторах широкое применение должно найти ступенчатое регулирование литража, осуществляемое автоматически в зависимости от нагрузки.*
Управление двигателем трактора и насосной установкой трансмиссии должно быть сосредоточено в одном механизме, в состав которого войдет автоматический регулятор, обеспечивающий:
при полной загрузке двигателя трактора поддержание его максимальной мощности и изменение скорости движения трактора в зависимости от изменения нагрузки;
при неполной'загрузке двигателя трактора поддержание заданной скорости движения;
при любой загрузке двигателя трактора работу его с'наивысшей возможной экономичностью.
Указанный механизм должен иметь лишь одну основную рукоятку управления. Другая вспомогательная рукоятка управления должна обеспечивать независимое управление одним из насосов при использовании его для гидравлического независимого отбора мощности. Среди органов управления трактором должен быть предусмотрен стояночный тормоз.
В. М. Волоцкий
ОПЫТ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ НАСОСОВ НА ДАВЛЕНИЕ 320 кПсм1
Основной частью любого гидропривода является силовой гидронасос, от качества которого зависит эффективность работы всей системы.
Общим требованием к гидрооборудованию является применение высоких давлений, больших мощностей при малом весе и габаритах машины, что ведет к работе на повышенных числах оборотов.
Опираясь на достижения в этой области, потребители гидрооборудования стремятся использовать машины, рассчитанные на высокие параметры, так как это дает значительный экономический эффект и уменьшает затраты на изготовление основных машин.
Так, в частности, во всех странах, где действует метрическая система единиц, наиболее применимым становится давление 320 кПсм?.
В СССР сейчас основной отраслью промышленности, использующей гидронасосы с таким давлением, является кузнечно-прессовое машиностроение.
Во ВНИИГидроприводе в настоящее время проводятся работы по созданию конструкции насоса регулируемой производительности на давление 320 кГ/см?.
Анализ большого числа конструкций зарубежных насосов показывает, что за последнее время наиболее распространенной конструкцией становится аксиально-плунжерная машина, постепенно вытесняющая радиально-плунжерные насосы. Преимущества этой машины следующие: малые радиальные размеры, позволяющие применять высокие числа оборотов, компактность и большая удельная энергоемкость. Машины этого типа непрерывно совершенствуются, улучшаются, и выпускается большое число различных по конструкции насосов.
Радиально-плунжерная машина применяется в основном в стационарных приводах. Учитывая это, в основу разрабатываемых конструкций был положен принцип аксиально-плунжерного насоса с пространственной кинематикой.
В настоящее время серийно выпускаются аксиально-плунжерные насосы с торцовым распределением шатунного типа, рассчитанные на давления 100—150 кПсм1.
ВНИИГидроприводом и ЭНИМСом разработаны и изготовлены насосы производительностью 50 и 200 л/мин, рассчитанные на давление 160 кПсм?. Особенности конструктивных схем указанных насосов не дают возможности повышать рабочее давление до величины 320 кПсм?.
В обеих схемах надежность работы насоса определяется работоспособностью распределительного узла — блока цилиндров и плоского распределительного диска; при этом должны быть выдержаны минимальные торцовые зазоры в пределах толщины масляной пленки 10 мк и плоскостность 1—2 мк во избежание повышенного износа сопрягаемых пар. Это представляет значительные конструктивные и технологические трудности и ограничивает долговечность и надежность насоса.
В конструкции насосов типа «Виккерс» слабым местом является подшипниковый блок и шатунная группа насоса. В месте шаровых опор возникают значительные удельные давления, которые выводят из строя шарнирные соединения, поскольку диаметры сфер ограничены условиями вписывания в тело рабочих поршней. Кроме этого, трудно решается вопрос продольной устойчивости шатуна.
Упорный подшипник, воспринимающий осевое усилие от поршней, находящихся в зоне нагнетания, подвержен воздействию эксцентрично приложенной нагрузки, что резко снижает его грузоподъемность.
Анализ влияния эксцентрично приложенной нагрузки в аксиальных насосах позволяет оценить правильность выбора таких величин, как радиус расположения рабочих элементов насоса относительно радиуса расположения тел качения в подшипнике.
При этом осевая сила, действующая на подшипник, меняет свое значение по величине и положению:
fP г-1 , Ped г + 1,cos а 2 cos «2’
р = Р гос3ф J ос 1 1
Величина условной нагрузки (рис. 1)
а!г
0,5
0,55
0,6
0,65
0,7
0,75
0,8
0,85
0,9
F
2,00
2,115
2,254
2,423
2,631
2.899
3,26
3,785
4,66
р-а= [/^t(2cost + 2cos^)-
— /—— 1+2 cos Н 2 cos — Ш?,' cos а \1 г 1z / J ’
где а — расстояние от точки приложения равнодействующей до вертикальной оси симметрии у — у\
г — радиус расположения тел качения в подшипнике;
R — радиус окружности расположения плунжеров в блоке.
Величина а, найденная из приведенного уравнения, определяет коэффициент увеличения нагрузки F. Таким образом, требуемая
долговечность подшипника ограничивает эффективное использование объема конструкции и допустимое число оборотов вала насоса, поскольку подшипники больших грузоподъемностей имеют низкое предельное число оборотов, и, как следствие, грузоподъемность подшипников ограничивает величину рабочего давления и силовую напряженность насоса. Стремление избавиться от этих слабых мест привело к созданию бесшатунных насосов, в которых отсутствуют упорные подшипники качения, а возникающие осевые усилия воспринимаются гидростатическими аксиальными подшипниками.
Это создает затруднения в получении правильного положения вращающегося блока цилиндров, на который действуют радиальные составляющие от сил давления
Рис. 1. График изменения коэффициента условной нагрузкиРис. 1. График изменения коэффициента условной нагрузкимасла в месте контакта плунжера с наклонным диском.
Рис. 1. График изменения коэффициента условной нагрузки
Рис. 1. График изменения коэффициента условной нагрузки
Для насосов большой производительности ~200 л!мин и выше и значительных величинах давления эти опрокидывающие силы могут принимать большие значения, стремятся раскрыть уплотняющий стык между блоком цилиндров и распределительным диском. При этом резко ухудшаются характеристики насоса, значительно падает объемный к. п. д..
Применение гидронасосов с принудительным распределением рабочей жидкости (осевым и торцовым) ограничено не только в связи с большими объемными потерями, но и потому, что при повышении давления увеличивается потенциальная энергия
рабочей жидкости; при переходе из зоны всасывания в зону нагнетания, и наоборот, происходят скачкообразные изменения энергии, приводящие к резкому шуму, свидетельствующему о ненормальном режиме работы насоса. Это явление сопровождается шумом, достигающим величины 100 дб, и приводит к преждевременному выходу из строя узла распределения. Попытки ликвидировать это явление подбором дросселирующих каналов до сих пор практических результатов не дали.
Поскольку постепенное повышение давления в рабочей камере насоса или спад связаны с величиной рабочего давления и подачи, за счет сжатия рабочей жидкости, распределение каждый раз должно строиться по-новому, обеспечивая выравнивание энерге-
Рис. 2. Аксиально-плунжерный насос НАР-50
тических уровней. Одним из существенных вопросов становится вопрос автоматического распределения, происходящего в момент выравнивания энергетических уровней. Этот вопрос решается применением клапанного распределения.
ВНИИГидроприводом были спроектированы и изготовлены аксиально-плунжерные насосы типа НАР с точечным контактом толкателей с наклонной шайбой. В настоящее время в лаборатории завода проведены испытания насоса НАР-50 на долговечность (рис. 2).
На первом этапе испытаний в течение 180 ч наблюдались случаи выхода из строя деталей механизма управления. После 500 ч работы на среднем ряде подшипников наклонного диска обнаружены следы износа. Перед вторым этапом испытаний упорный подшипник был составлен из роликов с разностью по DHap < 0,002 мм, в механизме управления были установлены упорный подшипник № 38217 и радиальные шарикоподшипники № 215; к механизму управления и к наклонному диску подведена обильная смазка. После всех указанных изменений насос прошел испытания в течение 1280 ч.
Наиболее слабым местом в конструкции насосов оказался упорный роликоподшипник, который требует очень точного изготовления, и узел управления. В дальнейшем для избежания этого
Рис. 3. Аксиально-плунжерный насос НЭ-70
недостатка была спроектирована конструкция насоса НЭ-70 (рис. 3) с двусторонним расположением рабочих плунжеров.
Анализ принятой конструктивной схемы
В насосе с двусторонним расположением рабочих плунжеров, позволяющим уравновесить осевые усилия, отсутствуют упорные подшипники; связь плунжеров с наклонными дисками осуществляется при помощи гидростатических подшипников скольжения — башмаков. Одновременно такая конструкция позволила разгрузить коренные опоры от значительных усилий, возникающих от действия изгибающих моментов.
Так, в односторонних насосах на вал действует изгибающий момент
Мизг = Ум^^м\
уравновешиваемый реакциями на опорах R = -—“зг ■, где R — реакция на опоре; I — расстояние между подшипниками; Л4„3„ — изгибающий момент от действия плунжеров, находящихся в зоне нагнетания, а М — момент от действия радиальных составляющих; Мизв = ^Р.а,.
В двусторонних насосах на опорах возникают реакции, равные по величине результирующей радиальных сил, образующихся за счет разложения нормальной силы на наклонной плоскости качающего диска. Анализ конструкций насосов подобного типа,
301
выпущенных ВНИИГидроприводом, показывает, что долговечность подшипников, размеры которых определяются конструктивно, обычно превышает потребную (табл. 1).
Таблица 1
Грузоподъемность подшипников приводного вала
Насосы
НЭ-70
НПР-250А
AH-200
AH-400
Подшипники
P (zzA)0-3 = 41 000
P (nA)0-3 = 40 000
P (пй)°.3 = 70 000
P (rz/z)0,3 = 120 000
C = 52 000
C = 74 000
C = 104 000
C= 182 000
Таким образом, в принятой схеме насосов основной силовой деталью, воспринимающей усилия, возникающие в процессе работы насоса, является приводной вал. Недостатком принятой схемы является нагружение рабочих плунжеров радиальными усилиями, вызывающими изгиб плунжеров. Однако увеличение числа рабочих плунжеров за счет двустороннего расположения позволяет строить насосы с небольшими углами наклона качающего диска (7—12°).
При этом радиальное усилие, действующее на плунжер, составляет:
Р рад = Рос tg У = 0,12Р0С - 2^ос; Рос = ^ р;
Ppag^Q,15pd2; M^0,15pld2.
В проектируемых насосах вылет плунжера составляет примерно I = 1,2 ч- 1,3d, таким образом, Л4тах = 0,2pd3; вследствие этого изгибающее напряжение в плунжере а = 2р и таким образом не превышает величины 650 кГ/см2. Нормальная работа пары плунжер—втулка определяется величиной ри (показатель удельной работы трения), для оценки которой предложена методика расчета, основанная на следующих допущениях: 1) изгибающий момент, действующий на плунжер, уравновешивается реактивным моментом в заделке плунжера; 2) радиальное усилие вызывает равномерный прижим плунжера ко втулке; 3) удельная нагрузка от реактивного момента меняется по длине плунжера по линейному закону; 4) в диаметральной плоскости принят синусоидальный закон распределения нагрузки (см. рис. 4).
М = Ppad-1; М = 0,\bpd2R tg у (1 — cos со/);
Л4 = °’15^ d (1 —cos оз/) = 0,075pd3 (1 —cos to/); Ppa3 = 0,15pd2.
Изменение длины заделки:
„ , d .,„d (5 + cos co t)
3d — у (1 — cos to/) = ———^;
Q _ 0,075pc/3(l — cos co/)-30,225pd2 (1 — cos co/)
d (5 + COS co/) —(5+cos co/)
Из треугольника ДОС имеем n АВ АС4R
R = "22"; отсюда AC = д^;
Рис. 4. Распределение нагрузки на плунжер бесшатун- ного аксиально-плунжерного насоса
Распределенная нагрузка
, с l,8pd(l — cos со/) + 0,3pd(5 + cos со/)
i Ас(5 + cos co/)2
В диаметральной плоскости при синусоидальном законе распределения нагрузки средняя ордината
п
Аср = -^Атах j" зШф^ф.
О
Отсюда Атах = ^ Аср;
д 1,57 [1,8р (1 — cos со/) + 0,Зр (5 -f- cos со/)]тах(5 +cos со/)2’
исК = у to Sin tot.
Показатель удельной работы трения
_ ]'57 [!,8р (1 — cos со/) + 0,Зр (5 + cos со/)] dui
РУ(5+cos со/)2Sin to/.
Для определения максимального значения величины показа- теля^удельной работы трения выражение ри дифференцируют по времени и производную приравнивают к нулю.
После математических преобразований получаем dtptA. tot / р _ . q tot„ . Л tot \„
' = Sin( 6 — 7 Sin2 "22 Sin4 -5- ) = 0.
При sin-^ = 0 не может быть максимума.
2sin4—4 7sin2^- — 6-0.
„• q tot. tot
Решая уравнение относительно sin2 -у, получаем sin у = = 0,84 или tot = 66° (угол поворота шайбы от в. м. т.)
В соответствии с предложенной методикой произведен анализ этих величин для насосов, прошедших испытания. Результаты ана- лиза_приведены в табл. 2.
Таблица 2
Показатель удельной работы трения плунжерной пары
НЭ-70
НАР-50
НПР-250А
Г18-36
СНЭ-160
Рутах “ 40
ритм = 64
Р^тах ~ 64
Р^тах = = 70-4-75
Р^тм = 48
Сталь по
Сталь по
Сталь по
Сталь по
Сталь по
стали
чугуну
бронзе
бронзе
чугуну
Всасывающие клапаны представляют значительное сопротивление на пути потока, на преодоление которого затрачивается весь перепад давления, образующийся за счет расширения объема в подплунжерной полости. Для питания насосов с клапанным распределением применяют подпор на всасывании, достигающий 2 м масляного столба (в зависимости от конструкции). Вопрос самовса- сывания решается созданием агрегата, в котором первой ступенью является насос подпитки, создающий необходимый подпор на всасывании основного насоса. Такое решение может быть приемлемым для нерегулируемых насосов, где потери мощности в этом случае определяются только совершенством бустерного насоса. Однако для насосов регулируемых, особенно спроектированных на большие расходы, такой метод становится неэффективным, так как при понижении производительности мощность подпиточного насоса расходуется неэффективно и большая часть ее переводится в тепло.
Обеспечение^всасывающей способности поршневого насоса, так же как и передвижение рабочих плунжеров при всасывании, решается в этом случае иначе.
304
Во ВНИИГидроприводеразработанытриконструктивные схемы насосов для проверки всасывающей способности насоса: а) схема с вакуумным всасыванием по типу насоса НЭ-70, в котором всасывающие клапаны отсутствуют; б) схема с принудительным открытием всасывающих клапанов по типу насоса НПР-250А;
11=105011=1050П=950П=950О прл/мин
11=1050
11=1050
П=950
П=950
24
20
16
/2
I 4
-ООО ~^00 ~ 2000200ООО Нмм масст
Рис. 5. Зависимость производительности насоса НЭ-70от высоты всасывания
в) схема с принудительным ведением плунжеров и центробежным насосом подпитки.
При испытаниях насоса НЭ-70 была проверена всасывающая способность при различных условиях; результаты испытания по-
Рис. 6. Зависимость объемного к. п. д. от давления насоса НЭ-70Рис. 6. Зависимость объемного к. п. д. от давления насоса НЭ-70
Рис. 6. Зависимость объемного к. п. д. от давления насоса НЭ-70
Рис. 6. Зависимость объемного к. п. д. от давления насоса НЭ-70
казаны на рис. 5 и 6. Всасывающая способность таких насосов оказалась хорошей.
Конструктивная схема насоса НЭ-70 обладает преимуществами, заключающимися в уменьшении числа деталей, работающих при динамических нагрузках, а следовательно, и большей надежностью, но недостаток ее заключается в том, что объемный к. и. д. уменьшается за счет повышенных утечек по плунжеру при переменной длине щелевого зазора.
20 ВНИИГидропривод 833005
Поскольку плунжер при прохождении наполнительной канавки движется неравномерно, а правильный выбор размеров наполнительной канавки влияет на заполнение рабочих камер и ход плунжера, для нахождения оптимального значения этой величины предложена следующая методика.
Изменение объема масла, поступающего в подплунжерную полость, записывается дифференциальным уравнением
du .
где L — длина щели по окружности плунжера;
а — скорость потока масла при входе в подплунжерное пространство, определяемая перепадом давлений в корпусе насоса и в подплунжерном пространстве в момент открытия наполнительной канавки;
s — путь, проходимый плунжером во времени;
-^- = ^- л duR tg у (1—cos ср); ср = со/.
Интегрируя это выражение, получим величину объема, заполняемого маслом за половину цикла всасывания:
j du = j у л duR tg у (1 — cos со/) dt;
и = у л duR tg у (/ — -^- sin со/ j
При сравнении этой величины с величиной объема подплунжерного пространства, можно сделать вывод о правильном выборе конструктивных размеров. Величина утечек при ходе нагнетания определяется интегрированием выражения:
dut kpndb3
dt ” 12ц/? tg у (1 — cos cot) ’
f , Дрл db3 f dt ,
J У1 ~ 12ц/? tg у J 1 — cos cot ’
_ kpndb3 1 । cot^
~12ц/? tg у’ co y 2 |f/
Как видно из этих выражений, на величину объемного к. п. д. в этом случае влияет величина радиального зазора.
В лаборатории ВНИИГидропривода проводятся работы по определению влияния зазора на величину объемного к. п. д.
306
Возможность управления с принудительно открывающимися всасывающими клапанами была использована для регулирования производительности насоса. Примером такой конструкции является насос НПР-250А. Следует отметить, что применение такого метода регулирования позволило создать насос с минимальными габаритами. Для насосов этого типа величина веса, приходящегося на единицу мощности, составляет 2 кг. Экспериментальная проверка насоса показала, что при данном конструктивном исполнении всасывающая способность оказывается недостаточной, и необходимо принимать специальные меры для обеспечения полного заполнения рабочих камер.
При обычном клапанном распределении открытие и закрытие всасывающего клапана должно происходить автоматически, причем высота подъема клапана теоретически (без учета влияния динамики или при малой массе клапана и небольших скоростях) должна соответствовать изменению скорости движения рабочего плунжера.
При предлагаемом методе всасывающий клапан всегда поднят на максимальную величину, и с момента, когда он должен закрываться, ему нужно пройти наибольший путь; при этом запаздывание его может оказать существенное влияние на производительность насоса.
Для теоретической проверки кинематики движения и определения времени закрытия клапана движение клапана во времени записывается дифференциальным уравнением
mh" = chmh" = ch(РпЛ^ПЛ РкЛ^'У yFKlр2 ^«.d^ph. sin a)2 2g
mh" = ch
mh" = ch
Первый член уравнения характеризует инерцию клапана, управляющего плунжера и приведенную к клапану массу масла. Второй член уравнения представляет собой усилие пружины, действующей на клапан. Поскольку ход клапана небольшой и составляет 2 мм, изменение усилия пружины незначительно и величина ch = const.
Последний член уравнения характеризует воздействие перепада давления на клапан при выталкивании плунжерами масла через клапан в картер насоса при переменной скорости плунжеров и положении клапана. Расход масла через клапан
Q ^пл^пл Ркдк ’ а перепад давления
(цл^/г sin a)2 2g
После преобразований уравнение движения клапана принимает вид
т1I6p2/z2g
20»20»307
20»
20»
получившееся нелинейное дифференциальное уравнение решается при определенных допущениях как обычное уравнение относительно АЛ
Для этого положение клапана в каждый момент времени записывается в виде
й = h0 — Ай, где й0 — начальное положение клапана;
Ай — элементарный участок пути клапана (при ходе клапана й — 2 мм; принято Ай = 0,2 мм).
Введено допущение, что элементарный участок пути клапан проходит равномерно-ускоренно, т. е. скорость его при этом равна й' = h" М, а ускорение й" = ^-, где А / — время прохождения элементарного участка пути.
Тогда уравнение движения клапана на элементарном участке пути принимает вид
/ 9 j4 о 12 л2 2Д/1,4 4ДЛ2\
2m ДА _ z> , Y \Упл пл — Упл пл<1ср Д< + ^ср М2 )
ДР ~ С16р(/10^ Д/г)2^‘
После преобразования имеем
Л А/2 — 2ВА/ + D = 0;
Л = 16сц2 (й„ - Ай)2 g Д ули2 4Д
В2 (у ли^дй^д^р Ай),
D = 4 [ул^р Ай2 — 8mp, Mig (йо — Ай)2].
Отсюда можно определить время прохождения клапаном элементарного участка пути.
После прохождения первого участка пути Mg клапан приобретает определенную скорость, которую для следующего участка можно считать начальной. Тогда уравнения скорости и ускорения приобретают следующий вид:
й — йо + й /; й'й — йо + й /; й'■ h”f2h = hot + -у ; й =■ h”f2h = hot + -у ; й =2Д/1 — 2А^Г2 ’
й — йо + й /; й'
й — йо + й /; й'
■ h”f2
h = hot + -у ; й =
■ h”f2
h = hot + -у ; й =
tt/ig + 2A/i—2А^
t
t
Для второго участка уравнение движения клапана имеет вид
2m (ДА — hY Д/)ДР "
о лп э 2ДЛ —, /2Д/! — М
ул- С н—ул- С н—ипл^пл^уп.Аа^срдУ т ^ср I д7 ’
ул
- С н—
ул
- С н—
16^(й0 — ДЛ)2
Отсюда можно определить время Д/2 прохождения второго участка пути и т. д.
Суммарное время закрытия клапана tcyM = 2^Д Расчеты проводят для различных скоростей движения плунжеров, которые при расчете приняты постоянными, поскольку время опускания клапана на седло мало, и за это время скорость плунжера изменяется на бесконечно малую величину.
Это время для насоса НПР-250А равно tcyM = 1,4- 10^:t 1,8-10~3 сек и зависит от скорости движения плунжера. Угол поворота наклонного диска при этом составляет 12° 54' 4-16°, что в пересчете на производительность насоса дает потерю 15,5 л!мин.
Зависимость изменения производительности от положения механизма регулирования при различных оборотах для насоса НПР-250А показана на рис. 7.
Для улучшения всасывающей способности насосов с клапанным распределением предполагается встраивать в агрегат в качестве бустерного центробежный насос упрощенной конструкции. Для проверки его работоспособности спроектирован и изготовляется лабораторией ВНИИГидропривода макет. Применение этого насоса в качестве подпиточного позволит избежать непроизводительной затраты энергии в процессе изменения производительности основного насоса.
На наклонный диск (рис. 8) со стороны плунжеров действуют силы, создающие опрокидывающий момент относительно оси х—хНа наклонный диск (рис. 8) со стороны плунжеров действуют силы, создающие опрокидывающий момент относительно оси х—хРис. 8. Определение положения равнодействующей сил на качающемся наклонном дискеРис. 8. Определение положения равнодействующей сил на качающемся наклонном диске-8 --8 -
На наклонный диск (рис. 8) со стороны плунжеров действуют силы, создающие опрокидывающий момент относительно оси х—х
На наклонный диск (рис. 8) со стороны плунжеров действуют силы, создающие опрокидывающий момент относительно оси х—х
Рис. 8. Определение положения равнодействующей сил на качающемся наклонном диске
Рис. 8. Определение положения равнодействующей сил на качающемся наклонном диске
-8 -
-8 -
В насосах бесшатунного типа механизм изменения производительности обычно получается одним из наиболее тяжелонагру- женных элементов, особенно упорный подшипник механизма регулирования. Это самый большой недостаток конструкции, который усугубляется для насосов с неподвижным блоком цилиндров и вращающимся наклонным диском, так как наиболее распространенные способы регулирования (изменение хода рабочих элементов вытеснителей) связаны с необходимостью воздействия на вращающуюся деталь. Кроме того, в этом случае ослабляется основной силовой элемент насоса — приводной вал.
Существуют следующие ‘ способы изменения производительности насоса: 1) изменение угла наклона качающегося диска, связанное с изменением величины хода рабочих плунжеров; 2) изменение фазы положения рабочих плунжеров относительно друг друга при двустороннем их расположении, связанное с изменением результирующей скорости, а следовательно, и расхода; 3) изменение величины полезного хода рабочих плунжеров за счет изменения фазы распределения относительно начала рабочего хода.
Механизм качания наклонного диска,установленный на насосе СНЭ-160
качания диска и изгибающий момент относительно оси у—у.
Опрокидывающий момент равен
Мх = ^Р^ь у,-= ^sinaz;
-ГТ//2 ГТ
мх = Р^- -2"(sina2 + sina3 —
— sina4— sin a5).
Анализ этого выражения показывает, что максимальная величина опрокидывающего момента может быть принята с небольшой погрешностью до 2 % равной Мх = = р^- • -^; при повороте шайбы на угол ^- момент Мх становится равным нулю, а при повороте
на угол — момент принимает прежнее значение, но с обратным
знаком. Таким образом, опрокидывающий момент меняет значение
от + ^хП]ах до —^max с частотой 2г за один оборот (рис. 9). Запишем в общем виде уравнение этого момента:
., nd2 D . Г / 2 + * \ а 1 /\
Мх = Р— --^Лсоз Jр —фJ (г — нечетное);
-^хAtcos^—2— <pj (2 —четное),
где р -;
а0 — угол между плунжерами;
Ф — угол поворота наклонного диска;
л/2
Ап = 2 2 cos [п — (2t — 1) 1 Р (п — четное); i=i
и — 2 2 1 (2 — нечетное); п = у (2— четное);
15К)215К)2Рис. 9. График изменения опрокидывающего момента на качающем наклонном дискеРис. 9. График изменения опрокидывающего момента на качающем наклонном дискеРис. 10. График изменения изгибающего момента на качающем наклонном дискеРис. 10. График изменения изгибающего момента на качающем наклонном диске
15К)2
15К)2
Рис. 9. График изменения опрокидывающего момента на качающем наклонном диске
Рис. 9. График изменения опрокидывающего момента на качающем наклонном диске
Рис. 10. График изменения изгибающего момента на качающем наклонном диске
Рис. 10. График изменения изгибающего момента на качающем наклонном диске
Изгибающий момент имеет пульсирующий характер (рис. 10). Амплитуда пульсации очень невелика и составляет ~3%; поэтому можно полагать, что изгибающий момент имеет постоянную величину. Усилие от опрокидывающего момента воспринимается пальцем механизма управления:
В наклонном пазу механизма управления силу Р можно разложить на две составляющие — вертикальную и горизонтальную, 311
передающуюся вдоль оси на механизм управления:
• Рг = Р sin р,
где Р — угол наклона паза.
Изгибающий момент, действующий при такой конструкции, воспринимается валом, имеющим момент сопротивления сечения, показанного на рис. 8. При этом wUa относится к wXa как 1 : 1,5, в то время как изгибающий момент относится к опрокидывающему как 5 : 1, т. е. максимальным моментом нагружено наиболее слабое сечение вала. При этом напряжения изгиба в двух плоскостях относятся как 7:1.
При таком методе регулирования результирующая подача насоса получается, как сумма синусоид с переменной по величине амплитудой, т. е.
2л2л
а„=—“«= —
Qpe3 ^ ^ ^^н (“° + ^ = 2 sin («О + «).
а„=0а„=0
Относительная пульсация составляет (для девяти плунжеров)
АЛ о/о _ Атм-Лт1п. ] 00[ 5 о%
Аср
и остается неизменной на всем диапазоне регулирования.
Механизм разворота наклонных дисков
В принятой схеме (рис. И) регулирования производительности насоса необходимо преодолевать только силы трения, возникающие в местах контакта нагруженных деталей при их относительном перемещении.
Силы трения возникают в месте контакта вала со шпонками, в месте контакта втулок с роликами, в подшипниках качения.
Определим усилия трения между шпонкой и валом (рис. 12). Предполагаем, что распределенная нагрузка, вызываемая крутящим моментом МКр между шпонкой и валом, меняется по линейному закону. Тогда реактивный момент, возникающий в месте контакта, записывается следующим выражением:
Mp=2(sr4a-844bVгуО2 О у
при 51 = ё по условиям равновесия Мр ~ МКр) тогда
За.МКр
8 = 2 (а3 — 63) '
Удельное давление в этом случае 8ид 2/ (а3 — 63) ’
Рис. 11. Схема действия сил в механизме разворота наклонных дисков
Рис. 12. Распределение нагрузки на шпонке в механизме разворота наклонных дисковРис. 12. Распределение нагрузки на шпонке в механизме разворота наклонных дисков
Рис. 12. Распределение нагрузки на шпонке в механизме разворота наклонных дисков
Рис. 12. Распределение нагрузки на шпонке в механизме разворота наклонных дисков
Для определения силы трения необходимо найти величину равнодействующей силы от распределенной нагрузки:
р = g« _8ib = g(a2 — b2) Р 222а
Усилия трения, противодействующие перемещению одной шпонки, будут
трР 1 ТР'
3MKptTp^-b^
"2 (а3 —ft3)
Определим усилия трения между втулкой и роликом.
В этом случае нужно решить статически неопределимую задачу, поэтому определяем усилия методом последовательных приближений. В состоянии равновесия, когда движения нет, величину опорной реакции N найдем из треугольника сил, где величины Рокр и угол а известны (см. рис. 11):
Рупр= Рокр tg а, а У = ——- .
В ролике возникает момент трения, равный
М = N (х + /грг), где х — коэффициент трения второго рода для ролика;
/тр — коэффициент трения в цапфе;
г — радиус цапфы.
Поскольку изменением силы Р0Кр мы не можем управлять, то для преодоления момента трения необходимо увеличить силу Pw на величину ^Рупр-
Момент от силы ^Pyllp относительно точки А должен быть равен Мтр, т. е.
Мтр = ^PUnpR cos а,
где R — радиус ролика;
а — угол наклона винтовой линии к оси; др Рокр(Х + frpr) =£ COS2 а •
Во втором приближении находится увеличение N в зависимости ОТ ^Рупр"
Nx = \^ Р^кр + (Рупр + ^РуРрУ.
Уточненный момент трения
Мтр = Nt (х + flPrY ^P ='
Дополнительные потери силы, имеющие место в шарикоподшипниках, вызывают необходимость дополнительного увеличения силы ДР2; величина добавки определяется экспериментально. Для насоса производительностью Q = 200 л/мин управляющее усилие, равное
Рипр = 2FTP + 4ДР' + ДР2,
составляет ~1100 кГ. Результирующую подачу в этом случае, так же как и в предыдущем, можно представить суммой синусоид с переменной по величине амплитудой.
Если наклонные диски разворачиваются в процессе регулирования на равные, но противоположного знака углы относительно оси крайних мертвых точек, то для каждого плунжера скорость, а следовательно, и подача будут записаны в вид уравнений:
^ ~ Л sin (а г Р); и2 = Ао sin (а — р);
исум = 2Л0 sin а cos р, где р — половина угла рассогласования между наклонными дисками.
Выражение 2Л0 cos р характеризует собой степень уменьшения амплитуды синусоиды в процессе регулирования.
314
Регулирование при помощи изменения фазыраспределения
В этом случае механизм регулирования получается разгруженным и для его перестановки не требуется прилагать значительных усилий. Это приводит к тому, что в последнее время такой метод регулирования применяется некоторыми зарубежными фирмами при создании высокооборотных, а следовательно, и мало-
Рис. 13. Изменение величины результирующей подачи насоса НПР-250АРис. 13. Изменение величины результирующей подачи насоса НПР-250А
Рис. 13. Изменение величины результирующей подачи насоса НПР-250А
Рис. 13. Изменение величины результирующей подачи насоса НПР-250А
Вид управленияSа*&SВес в кг32408Процент от общего веса8182,5Вид управленияSа*&SВес в кг32408Процент от общего веса8182,5
Вид управления
S
а
*&
S
Вес в кг
32
40
8
Процент от общего веса
8
18
2,5
Вид управления
S
а
*&
S
Вес в кг
32
40
8
Процент от общего веса
8
18
2,5
габаритных гидромашин, где вопросы силового нагружения деталей и борьбы с инерцией становятся определяющими.
При таком методе регулирования каждый плунжер, находящийся в зоне нагнетания, теряет часть рабочего хода (часть синусоиды) .
Для этого случая определена величина результирующей подачи и изменение величины относительной пульсации (рис. 13).
В настоящее время исследования такого метода регулирования проводятся в лаборатории ВНИИГидропривода. Механизмы регулирования имеют следующие весовые характеристики (сравнение ведется для насосов одинаковой мощности):
Во всех гидронасосах высокой мощности, проектируемых в настоящее время ВНИИГид- роприводом, применяются гидростатические разгруженные подпятники, передающие усилие от наклонного диска к плунжеру. Для насосов большой мощности коэффициент полезного действия этого механизма
уравнениями:уравнениями:РР^nRD^ (1^nRD^ (1^2 . Г) ^1 .D/’ О2 ’^2 . Г) ^1 .D/’ О2 ’D3D3Е =Е =Рис. 14. Геометрия опоры гидростатического подпятникаРис. 14. Геометрия опоры гидростатического подпятникаsin 6sin 6гдегде
уравнениями:
уравнениями:
Р
Р
^nRD^ (1
^nRD^ (1
^2 . Г) ^1 .
D/’ О2 ’
^2 . Г) ^1 .
D/’ О2 ’
D3
D3
Е =
Е =
Рис. 14. Геометрия опоры гидростатического подпятника
Рис. 14. Геометрия опоры гидростатического подпятника
sin 6
sin 6
где
где
играет большую роль, поскольку основные потери имеют место именно здесь. Это относится как к гидравлическим характеристикам машины, так и к механическим. В связи с этим большое
значение имеет определение конструктивных параметров подпятника для обеспечения минимальных потерь (рис. 14).
Установлено, что потеря энергии в подпятнике состоит из потерь на расход и вязкое трение. В работе Тернбулла и Шута, посвященной изучению потерь в элементах гидромашин, общая потеря энергии, выраженная в процентах от энергии, передавае-
мой плунжером, описывается
/„тг2 \100/г / 20ВА2 л
( зордд/ .
Проведенные расчетные и экспериментальные работы, подтвердившие хорошее совпадение теоретических зависимостей и экспериментальных кривых, позволили построить графики для определения оптимальных значений h при установленном значении |3.
Поскольку было установлено, что потеря энергии уменьшается с уменьшением толщины масляной пленки (~10 мк^, то правильное определение р позволит сконструировать подпятник опти
мальных размеров.
Требуемое значение р определяется конструированием опорной части башмака, так как остальные величины обычно заданы. При работе подпятника он подвержен действию как циклических, так и случайных нагрузок, стремящихся нарушить масляную пленку между опорной поверхностью подпятника и наклонным диском. Поскольку надежная работа подпятника определяет безаварийную работу машины, его жесткость против перекоса и жесткость в аксиальном направлении должны быть максимальными. Тернбуллом и Шутом обнаружено, что эти величины зависят друг от друга, и одна из величин может быть увеличена только за счет Другой.
Отношение играет большую роль в обеспечении требуемой жесткости подпятника: чем оно больше, тем лучше должен вести себя подпятник в работе. В это же время величина ^ имеет
оптимальное значение при каждом значении Z)2, при котором соотношение жесткостей аксиальной и против перекоса наиболее выгодно.
Определение отношения -$- и -^у- для анализа аксиальной
жесткости и жесткости против опрокидывания проведено для на-жесткости и жесткости против опрокидывания проведено для на-сосов НПР-250А и НЭ-70;h = 0,5-1О-3; р = 0,25 пз;сосов НПР-250А и НЭ-70;h = 0,5-1О-3; р = 0,25 пз;h = 0,01 мм для насоса НПР-250А:h = 0,01 мм для насоса НПР-250А:5-105-10320-9,81320-9,810,25- IO-6-1500-4-1,22 (10,25- IO-6-1500-4-1,22 (1
жесткости и жесткости против опрокидывания проведено для на-
жесткости и жесткости против опрокидывания проведено для на-
сосов НПР-250А и НЭ-70;
h = 0,5-1О-3; р = 0,25 пз;
сосов НПР-250А и НЭ-70;
h = 0,5-1О-3; р = 0,25 пз;
h = 0,01 мм для насоса НПР-250А:
h = 0,01 мм для насоса НПР-250А:
5-10
5-10
320-9,81
320-9,81
0,25- IO-6-1500-4-1,22 (1
0,25- IO-6-1500-4-1,22 (1
Р 5-10s; Z?s = 22 мм;Ps = 320 кПсм4; О^ХД;п = 1500 об!мин; R = 4;Р 5-10s; Z?s = 22 мм;Ps = 320 кПсм4; О^ХД;п = 1500 об!мин; R = 4;h = 0,625-10"3;р 3-105;Д. = 210 кГ/см2; о = 1500;h = 0,625-10"3;р 3-105;Д. = 210 кГ/см2; о = 1500;Для 3-105 =Для 3-105 =D = 0,8 (по Шуту).D = 0,72 (выполнено в насосе) насоса НЭ-70:210-9,81D = 0,8 (по Шуту).D = 0,72 (выполнено в насосе) насоса НЭ-70:210-9,810,245-10"6-1500-2,5-1,44 (1 — D2) ’0,245-10"6-1500-2,5-1,44 (1 — D2) ’3-0,24 5.1500.2,5-1,44 (1 — О2) = 210-9,81;3940.(1 —О2) = 2060;3-0,24 5.1500.2,5-1,44 (1 — О2) = 210-9,81;3940.(1 —О2) = 2060;
Р 5-10s; Z?s = 22 мм;
Ps = 320 кПсм4; О^ХД;п = 1500 об!мин; R = 4;
Р 5-10s; Z?s = 22 мм;
Ps = 320 кПсм4; О^ХД;п = 1500 об!мин; R = 4;
h = 0,625-10"3;
р 3-105;
Д. = 210 кГ/см2; о = 1500;
h = 0,625-10"3;
р 3-105;
Д. = 210 кГ/см2; о = 1500;
Для 3-105 =
Для 3-105 =
D = 0,8 (по Шуту).
D = 0,72 (выполнено в насосе) насоса НЭ-70:
210-9,81
D = 0,8 (по Шуту).
D = 0,72 (выполнено в насосе) насоса НЭ-70:
210-9,81
0,245-10"6-1500-2,5-1,44 (1 — D2) ’
0,245-10"6-1500-2,5-1,44 (1 — D2) ’
3-0,24 5.1500.2,5-1,44 (1 — О2) = 210-9,81;
3940.(1 —О2) = 2060;
3-0,24 5.1500.2,5-1,44 (1 — О2) = 210-9,81;
3940.(1 —О2) = 2060;
р = 0,245 пз;
Os=16 мм; 1— 53 = 0,52;
О2 = 1,2;D = 0,54 (выполнено в насосе);
R = 2,5;О = 0,685 (по Шуту)
Для создания малогабаритных насосов высокой мощности требуется проведение тщательного анализа при подборе пар деталей, работающих в условиях скольжения при скоростях ~15 м!сек и удельных давлениях 20—30 кПсм2, поскольку проектная долговечность таких пар должна быть не менее 5000 ч работы.
Для определения наиболее приемлемого сочетания трущихся материалов спроектирован макет для скоростных испытаний на износ, на котором моделируются условия работы, аналогичные условиям при работе насоса. Износ пар измеряют методом радиоактивных изотопов, дающим возможность в течение 20—30 ч работы пары получить количественную и качественную характеристику износа.
Проверка наиболее известных сочетаний пар сталь—бронза и сравнение характеристик износа позволит определить оптимальные значения этих лар, лимитирующих долговечность работы гидронасоса.
Инж. Л. Г. Фортинов
О НЕКОТОРЫХ ВОПРОСАХ ТЕОРИИ И РАСЧЕТАПНЕВМОСИСТЕМ ВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЯ
С БАЛЛОННЫМ ПИТАНИЕМ И СИЛОВЫМИ ЦИЛИНДРАМИ В КАЧЕСТВЕ ДВИГАТЕЛЯ
Настоящая статья является попыткой обобщения приемлемой для практики теории и методики расчета пневмосистем, позволяющих конструктору упрощенно производить аналитические расчеты, а также сделать эту методику подходящей для проведения необходимых расчетов на быстродействующих вычислительных машинах.
Полученные результаты исследований силовых пневматических устройств позволяют с достаточной точностью проектировать и рассчитывать различные пневматические системы с давлением сжатого газа 3—7 кПсм?.
Однако в настоящее время в машиностроении широкое распространение получили пневматические системы с давлением сжатого газа в баллонах 100 кПсм2 и более.
Мощности, развиваемые такими системами в течение небольших промежутков времени, измеряются десятками и сотнями киловатт. Это требует предварительного аккумулирования больших количеств сжатого газа в небольших объемах, что приводит к изменению давления и температуры газа в аккумуляторах (баллонах) по мере расхода. Изменение температуры окружающей среды в широком диапазоне, имеющее место в условиях эксплуатации, также приводит к соответствующему изменению начальных параметров газа в баллонах.
Наряду с этим следует иметь в виду, что внешние эксплуатационные нагрузки, преодолеваемые силовыми исполнительными устройствами, могут быть самыми разнообразными — равномерными, переменными, плавно или скачкообразно меняющимися в процессе движения и т. д.
Таким образом, при проектировании пневматических систем особенно важен вопрос о необходимости всестороннего анализа большого количества различных вариантов их условий работы и характеристик движения приводимых элементов.
318
Типовая схема пневматической системыи расчетные характеристики ее элементов.Расчетная схема пневматической системы
На рис. 1 приведена конструктивная схема типовой пневматической системы с питанием от баллонов.
Сжатый газ через зарядное устройство 1 поступает в баллон 2. При включении распределителя 3 газ из баллона 2 по пневмоприводу поступает в полости I или II силового цилиндра 4. Давление
сжатого газа при помощи поршня преобразуется в усилие, передаваемое штоком приводимому в движение механизму 5.
Ниже будут рассмотрены наиболее важные для расчета характеристики основных элементов пневматической системы — аккумуляторов сжатого газа (баллонов), питающих и сливных магистралей (с распределителями и другими агрегатами), а также приводимых в движение механизмов.
Условимся, что полость / цилиндра в процессе движения сообщена с баллоном, полость II — с атмосферой.
Рис. 1. Конструктивная схема типовой пневматической системы:Рис. 1. Конструктивная схема типовой пневматической системы:1 — зарядное устройство; 2 — баллон;3 — распределитель; 4 — силовой ци-линдр; 5 — механизм1 — зарядное устройство; 2 — баллон;3 — распределитель; 4 — силовой ци-линдр; 5 — механизмРасчетные характеристики аккумуляторов сжатого газа(баллонов)
Рис. 1. Конструктивная схема типовой пневматической системы:
Рис. 1. Конструктивная схема типовой пневматической системы:
1 — зарядное устройство; 2 — баллон;
3 — распределитель; 4 — силовой ци-линдр; 5 — механизм
1 — зарядное устройство; 2 — баллон;
3 — распределитель; 4 — силовой ци-линдр; 5 — механизм
Обозначим: р—давление; G—вес; Т—температура (в?°К); R — газовая постоянная; QG— расход газа по весу за единицу-времени; п — показатель политропы; т — время; х — перемещение; F — площадь; V — объем; с — скорость; а — ускорение; А4 — масса.
Состояние газа, аккумулированного в баллоне емкостью У, перед началом процесса опорожнения характеризуется основными параметрами Go, То, р0. В процессе опорожнения эти параметры изменяются: по мере расходования газа вес его в баллоне уменьшается, температура и давление понижаются и в Рй момент времени становятся равными соответственно G^ Ть и р(.
Взаимосвязь между начальными и текущими параметрами, определяющими состояние газа при политропическом опорожнении, выражается формулами
/ О/ \«...
=;(1)
п—1
\ но /\/
(4)(4)Зависимости р (О) и Т (G) дены на рис. 2.Зависимости р (О) и Т (G) дены на рис. 2.для различных значений п приве-для различных значений п приве-Рис. 2. Зависимость р (б) и Т (G)Рис. 2. Зависимость р (б) и Т (G)Рис. 3. Зависимость —^Т, р) СуРис. 3. Зависимость —^Т, р) Су
(4)
(4)
Зависимости р (О) и Т (G) дены на рис. 2.
Зависимости р (О) и Т (G) дены на рис. 2.
для различных значений п приве-
для различных значений п приве-
Рис. 2. Зависимость р (б) и Т (G)
Рис. 2. Зависимость р (б) и Т (G)
Рис. 3. Зависимость —^Т, р) Су
Рис. 3. Зависимость —^Т, р) Су
Введя обозначения р, = -у-, 6, у'и TL = у-, получаем уравнения (1) и (2) в относительных величинах:
Pi = 6?;(3)
п—1
mП _ р п—I
V i '— Pi — ^ I
Пользуясь этими зависимостями, можно определять величину давления и температуры газа в баллоне в любой момент времени, если известны значения G и п.
При проведении расчетов обычно значение Gt определяют как отношение разности между начальным весом газа в баллоне и весом газа, ушедшего в систему, к начальному весу газа в баллоне:
Go—AGyАбу
Gt = = 1тЛ,(5
U0
i
где AG2 = 2 SGr
Величина показателя п при опорожнении зависит от свойств аккумулированного газа, его температуры и давления, от конструктивных особенностей баллона — материала стенок, формы и т. п., а также от свойств и состояния окружающей среды.
На рис. 3 приведены зависимости отношения -^ для сжатого воздуха (из работы [5]).
320
Результаты экспериментального определения величины п для различных условий опорожнения шарового трехлитрового баллона из стали 1Х18Н9Т показаны на рис. 4.
Рис. 4. Зависимость л (р, т) при опорожнении баллона емкостью 3 лРис. 4. Зависимость л (р, т) при опорожнении баллона емкостью 3 л
Рис. 4. Зависимость л (р, т) при опорожнении баллона емкостью 3 л
Рис. 4. Зависимость л (р, т) при опорожнении баллона емкостью 3 л
Пользуясь приведенными данными, конструктор имеет возможность определить величину показателя п для различных моментов работы системы.
Расчетные характеристики магистралей
Расходная характеристика питающей магистрали (от баллона к цилиндру) представляет собой весовой расход газа в полость потребителя, учитывающий давление газа в этой полости и потери напора в пневмоприводах, арматуре и агрегатах.
Для случая постоянного давления и температуры газа в баллоне расходная характеристика питающей магистрали обычно
Рис. 5. Расходная характеристика питающей магистралиРис. 5. Расходная характеристика питающей магистралиРис. 6. Расходная характеристика сливиой магистралиРис. 6. Расходная характеристика сливиой магистрали
Рис. 5. Расходная характеристика питающей магистрали
Рис. 5. Расходная характеристика питающей магистрали
Рис. 6. Расходная характеристика сливиой магистрали
Рис. 6. Расходная характеристика сливиой магистрали
имеет вид, показанный на рис. 5 (кривая /). Эта характеристика напоминает расходную характеристику нагнетающей магистрали гидросистемы с насосом переменной производительности.
Уменьшение давления в баллоне приводит к пропорциональному уменьшению весового расхода газа (рис. 5, кривые 2 и 3), а уменьшение температуры газа в баллоне — к некоторому увеличению весового расхода и определяется аналитически [7 ].
32132121 ВНИИГидропривод 833
321
321
Расходная характеристика сливной магистрали (из цилиндра в атмосферу) представляет собой зависимость весового расхода газа через эту магистраль, учитывающую величину давления и температуры газа в полости цилиндра, а также потери давления в трубопроводах, арматуре и агрегатах.. Эти характеристики имеют вид зависимостей, показанных на рис. 6, а (при атмосферном давлении в полости цилиндра в начале процесса) и рис. 6, б (при повышенном давлении в полости цилиндра в начале процесса).
Пользуясь расходными характеристиками, можно определить величины весовых расходов газа из баллона в цилиндр и из цилиндра в атмосферу в зависимости от величины давления в рабочей (питаемой) и демпфирующей (сообщенной с атмосферой) полостях цилиндра.
Построение расходных характеристик приведено в работах [7 ] и [11].
Расчетные характеристики приводимых механизмов
Наиболее существенными для расчета являются нагрузки, создаваемые приводимыми механизмами в процессе работы системы, являющиеся для силового цилиндра внешними нагрузками.
Следует различать силовые, демпфирующие и инерционные нагрузки.
Силовые внешние нагрузки Рс обычно определяют на основании экспериментальных или теоретических исследований приводимых механизмов. К ним относятся нагрузки, величина и направление которых зависят только от величины и направления перемещения исполнительного элемента — поршня силового цилиндра (усилия от пружин, постоянного гидро- или аэродинамического напора потока, амортизаторов и т. п.).
Демпфирующие внешние нагрузки Рд также могут быть определены экспериментально или теоретически и, как правило, зависят по величине и направлению от величины и направления скорости перемещения исполнительного элемента — поршня силового цилиндра (силы трения в звеньях механизма и цилиндра, аэродинамическое или гидродинамическое сопротивление среды при перемещении звеньев механизма и т. п.).
Инерционные нагрузки вводят в расчет в виде зависимостей массы М звеньев механизма, приведенной к массе поршня, от величины хода поршня силового цилиндра. Величина и направление этих нагрузок определяются величиной и направлением ускорения при перемещении исполнительного элемента — поршня.
322
При проведении расчетов внешние Нагрузки обычно задаются в виде функциональных зависимостей, показанных на рис. 7. наличие указанных характеристик дает возможность в процессе
теристики приводимых в действие механизмовтеристики приводимых в действие механизмов
теристики приводимых в действие механизмов
теристики приводимых в действие механизмов
расчета достаточно просто определять внешние нагрузки, действующие на поршень силового цилиндра.
Расчетная схема пневматической системы
Расчетные характеристики баллонов, магистралей и приводимых механизмов можно рассматривать как характеристики внешних воздействий, оказываемых этими элементами на поршень сиРасчетные характеристики баллонов, магистралей и приводимых механизмов можно рассматривать как характеристики внешних воздействий, оказываемых этими элементами на поршень си
Расчетные характеристики баллонов, магистралей и приводимых механизмов можно рассматривать как характеристики внешних воздействий, оказываемых этими элементами на поршень си
Расчетные характеристики баллонов, магистралей и приводимых механизмов можно рассматривать как характеристики внешних воздействий, оказываемых этими элементами на поршень си
лового цилиндра. Таким образом, расчетная схема пневматической системы может быть представлена в виде силового цилиндра, находящегося во взаимодействии с остальными элементами (рис. 8).
21*21*323
21*
21*
Расчету подлежат характеристики движения исполнительного элемента (поршня): перемещение — время х (т), скорость — время с (т), ускорение — время а (т).
Для расчета характеристик движения необходимо связать характеристики внешних воздействий с процессами, протекающими внутри силового цилиндра.
Ниже приведены допущения, принятые в настоящей работе, и выведены необходимые уравнения, использование которых позволит рассчитывать характеристики движения поршня.
Основные расчетные характеристики элементов пневматической системы считаем известными.
Температура и давление окружающей среды в течение всего процесса работы системы остаются постоянными.
Процессы, протекающие в системе до начала движения поршня, описаны в работах [3], [4], [7], [11 ] и в расчет не приняты.
Релаксационными явлениями, возникающими в рабочем газе при работе системы, вследствие их быстротечности пренебрегаем.
Термодинамические процессы, протекающие в системе, считаем политропическими, т. е. такими, в которых теплообмен между газом и элементами конструкции, а также внешней средой учитывается величиной показателя политропы.
Рабочий газ подчиняется расчетным методам, действительным для идеального газа (уравнение состояния и т. п.).
Силы трения в уплотнениях и направляющих силового цилиндра предполагаем входящими в величину внешних нагрузок, создаваемых приводимым в движение механизмом.
Упругие деформации и напряжения в элементах конструкции, возникающие при движении поршня и приводимого механизма, полагаются нерасчетными.
Уплотнения цилиндра герметичны.
Уравнение движения поршня и уравнения связи
В процессе движения поршня силового цилиндра сжатый газ, поступающий в полость I (рис. 8), совершает работу по преодолению внешних нагрузок и по выталкиванию газа, находящегося в полости II, через сливную магистраль в атмосферу.
Равновесие сил, действующих на поршень цилиндра в процессе движения, может быть выражено уравнением
p'F' = p"F" у раРшт у Рвн,(6)
где р', р" — давление газа в полостях I и II соответственно;
F', F" — площади поршня со стороны полостей I и II соответственно;
ршт — площадь штока цилиндра;
ра — давление в окружающей среде;
Рвн — внешние нагрузки, создаваемые приводимым в движение механизмом.
Внешние нагрузки представляют собой сумму силовых Р, (х), демпфирующих Рд (с) и инерционных Ри (а) сил:
P^PcWi Рд^Л-Ри^.(7)
Подставив уравнение (7) в равенство (6), получим
p'F' = р"Р" + риРшт + Рс (^ + Рд (Ф -I- Ри (а).(8)
Полагая расчетные характеристики приводимого механизма известными для известных х и с, а величину Ри (а) равной
Рис. 9. График процессов, происходящих в полости / цилиндраРис. 9. График процессов, происходящих в полости / цилиндра4М (а) - М (х) а,(9)
Рис. 9. График процессов, происходящих в полости / цилиндра
Рис. 9. График процессов, происходящих в полости / цилиндра
где Л4 (х) — величина массы механизма, приведенная к массе поршня;
а — ускорение,получим уравнениеp'F' -- p"F" + РаРшт 4
+ РДх) + Рд(с) + Л4(х)а.(10)
полостях силовогополостях силовогоЭто уравнение является дифференциальным; решая его при известных р' и р", можно определить интересующие нас характеристики движения х (т), с (т) и а (т), т. е. оно является уравнением движения поршня силового цилиндра.
полостях силового
полостях силового
Однако величины давлений р' и р" в
линдра являются неизвестными величинами и переменными в процессе движения. Для выяснения их связи с перемещениями и временем рассмотрим процессы, протекающие в полостях цилиндра, в баллоне и магистралях системы.
Уравнение связи давления в полости I с величиной перемещения поршня и временем должно отражать две качественные особенности пневматической системы.
Первой особенностью системы является ее способность работать в режиме системы с несжимаемой жидкостью, т. е. в режиме, при котором в процессе движения характеристики его определяются главным образом интенсивностью заполнения полости / и опорожнения полости // силового цилиндра.
Второй особенностью пневматической системы, определяемой сжимаемостью рабочего тела, является способность цилиндра при определенных условиях (например, при резком уменьшении величины внешних нагрузок) превращаться в автономный двигатель, использующий в основном для работы энергию давления газа, накопленного в полости / к данному моменту.
Термодинамической моделью, наиболее полно учитывающей обе эти особенности пневматической системы, может служить схема политропическое заполнение (линия 1—2) — политропическое расширение (кривая 2—3), показанная на рис. 9.
Связь между начальным давлением р^ (точка /) и конечным давлением р'. (точка 3) выражается уравнением
Р
где х'и х^ — перемещение поршня в соответствующий момент времени;
\xt — приращение перемещения;
G't, Gi_\ — вес газа в полости I в соответствующий момент времени;
АО'. — приращение веса газа в полости I через промежуток времени.
Связь между начальным перемещением х\_х и весом G’_x и последующими их значениями выражается уравнениями:
xL xi_\ + Ахг = х'1-х 4- С с dt;(12)
Ч
о; = о;_1 + Ао: = о;_1+ J QGdt,(13)
где с — текущая скорость в процессе перемещения от х\_х до хх\ Qa — текущий весовой расход газа из баллона в полость /, определяемый характеристиками баллона, питающей магистрали и величиной давления в полости /.
Анализ уравнения (11) показывает, что величина давления р' связана с величиной перемещения и времени (через приращения веса газа и перемещения).
В относительных параметрах уравнение (11) более удобно для раскрытия его физической сущности в виде
/К V'
\ Ч /
При одинаковой интенсивности изменения относительного перемещения x’L и относительного веса G'. показатель п' не оказывает никакого влияния на величину р’^ Этот случай характерен для работы в режиме системы с несжимаемой жидкостью.
При разной интенсивности изменения величин x't и G’. показатель п' начинает играть важную роль (подобно показателю по- 326
литроны процесса расширения или сжатия газа от x'L_v до х. при G't = 1). Этот случай является наиболее общим. При изменении величин внешних нагрузок скачкообразно или достаточно резко это уравнение характеризует работу цилиндра в «автономном» режиме.
В уравнении (13) величина весового расхода при известных характеристиках баллона — давлении и температуре газа в нем — зависит от величины показателя политропы процесса течения газа от баллона к цилиндру ri".
В общем случае п" есть функция величин среднего давления р’м и средней температуры Т'м газа в питающей магистрали:
= т;у(15)
Для учета изменения показателя политропы ri процесса, протекающего в полости I, необходимо в каждый момент времени знать величину температуры газа в этой полости. Величина температуры в ней определяется уравнением
п'—1
\
Pi 1
.(16)
Pi-1 /
Таким образом, величина ri при определенных значениях р' и Т может быть определена из уравнения:
я' = ф' ЦЛ T’Y(17)
Уравнения (1) и (2) связывали величину давления и температуры газа в баллоне в каждый текущий момент времени с начальными значениями р0 и То.
Учитывая, что в общем случае опорожнение баллона может происходить при переменном показателе политропического процесса, более общими будут уравнения:
=1<18)
(19)
где
g^g^-ag^g^- f Q'GdT.
Следовательно, щей магистрали и уравнений-связей:Следовательно, щей магистрали и уравнений-связей:Баллон ■Баллон ■ц-ф(р, Т); Gt -Gi_x-^G,.ц-ф(р, Т); Gt -Gi_x-^G,.ПитающаямагистральПитающаямагистраль| qg ^);| qg ^);О- = G-.-1 + ^; &Gi = J Qg ^О- = G-.-1 + ^; &Gi = J Qg ^}(20)}(20)Полость / цилиндраПолость / цилиндра
Следовательно, щей магистрали и уравнений-связей:
Следовательно, щей магистрали и уравнений-связей:
Баллон ■
Баллон ■
ц-ф(р, Т); Gt -Gi_x-^G,.
ц-ф(р, Т); Gt -Gi_x-^G,.
Питающаямагистраль
Питающаямагистраль
| qg ^);
| qg ^);
О- = G-.-1 + ^; &Gi = J Qg ^
О- = G-.-1 + ^; &Gi = J Qg ^
}(20)
}(20)
Полость / цилиндра
Полость / цилиндра
процессы, протекающие в баллоне, питаю- полости / цилиндра, описываются системой
«' = ф'(/Л T'Y
Приняв для полости // термодинамической моделью схему: политропическое опорожнение (линия 1—2) — политропическое сжатие (кривая 2—3) (рис. 10), по аналогии с уравнением (11) получаем уравнение (21), в котором величина перемещения соответствует показанной на рис. 11 величине х" для полости //:
(21)(21)
(21)
(21)
Уравнение (21) неудобно, так как в него введены дополнительные перемещения xL и x"t_x, однако их легко выразить через xt и х^, если известны начальные координаты положения поршня х' и х" (см. рис. 11):
< = (*o + *;W;(22)
XL_X = (х' + х’) - Х\_х.(23)
Характеристика сливной магистрали зависит от величины показателя политропы течения газа по ней nIv.
По аналогии с уравнением (15) для сливной магистрали величина nIV зависит от среднего давления р"м и средней температуры Т"м газа в ней:
Рис. 10. График процессов, Рис. 11. Взаимосвязь между перемеще- происходящих В ПОЛОСТИ //НИЯМИцилиндраРис. 10. График процессов, Рис. 11. Взаимосвязь между перемеще- происходящих В ПОЛОСТИ //НИЯМИцилиндраПолость //цилиндраПолость //цилиндра(25)(25)Таким образом процессы, протекающие в полости // силового цилиндра, а также в сливной магистрали, могут быть описаны системой уравнений-связей:
Рис. 10. График процессов, Рис. 11. Взаимосвязь между перемеще- происходящих В ПОЛОСТИ //НИЯМИ
цилиндра
Рис. 10. График процессов, Рис. 11. Взаимосвязь между перемеще- происходящих В ПОЛОСТИ //НИЯМИ
цилиндра
Полость //цилиндра
Полость //цилиндра
(25)
(25)
СливнаямагистральСливнаямагистральп =ч> (р , туf Q'g - ^"^И Tl РаУI ^ = ^Чрм, т;у
Сливнаямагистраль
Сливнаямагистраль
Уравнение (10), так же как системы уравнений связей (20) и (25), представляет собой математическое отражение процессов, протекающих в пневматической системе при движении приводимого механизма, т. е. отражение процесса работы пневматической
системы. Совместное решение приведенных уравнений на быстродействующих счетно-решающих устройствах возможно без введения каких-либо дополнительных ограничений. Обычное их решение требует значительных затрат времени, а введение некоторых дополнительных ограничений и допущений позволяет разработать методику расчета.
Один из вариантов такой методики, разработанной автором, приводится ниже.
Методика расчета по средним величинам
Предположим, что в течение промежутка времени Дт, давление Рр р\ в полостях I и II цилиндра, а также скорость и ускорение поршня cz, сц являются постоянными средними величинами:
Pcpi--
Pi + Pi-1 .
2’
(27)
С Ср 1 =
Cl + ci-l .
2’
(28)
^тр i
^i + ai-i
(29)
2‘
Уравнение движения (10) при этих предположениях принимает вид
Pep iF' = Pep iF" + Раршт + Р= (^-1) + РД W +
+ М(х;_г)асрГ(30)
Если обозначить р'ср. F' через Ррасп (- (среднее располагаемое усилие) и сумму рср1 + роРшт+ Pc\x't_x) + Рд(с^ через Pnompi (среднее потребное усилие), то после некоторых преобразований уравнение (30) можно представить как
.(31)
В уравнении (31) величину среднего ускорения асрЬ зависящую от величины давления в полостях цилиндра, отметим индексом р.
При ускоренном движении величину среднего ускорения отметим индексом х:
Рис. 12. Графическое решение уравнений (29) и (30)Рис. 12. Графическое решение уравнений (29) и (30)
Рис. 12. Графическое решение уравнений (29) и (30)
Рис. 12. Графическое решение уравнений (29) и (30)
ход
Рис. 13. Результаты расчета и экспериментальных исследований пневматической системы
Рис. 14. Осциллограмма динамических параметров исследованной пневматической системы
Процесс движения возможен, если
^acpi)p ~ (acpi)x-(33)
Задавшись определенным значением Ат,- и рядом значений Axz, проводя необходимые расчеты, мы получим значения ^ас ^ И ^Р^х"
Решая графически уравнения (31) и (32), определим величину действительного среднего ускорения аср1 (рис. 12).
Порядок расчета и основные расчетные формулы описанной методики обычно сводят в таблицу.
На рис. 13 приведены результаты расчета (сплошные линии) одной из пневматических систем, проведенного по указанной методике, а также результаты экспериментального исследования (штриховые линии).
Как видно, результаты расчета хорошо согласуются с результатами эксперимента. Ошибка при определении времени движения поршня пневмоцилиндра, без учета возвратного движения, составляет всего 4%.
ВЫВОДЫ
Приведенные в настоящей работе уравнения и методика расчета пневматических систем высокого давления позволяют производить расчеты, необходимые для анализа работы систем в различных условиях. При этом расчеты могут быть произведены как с применением быстродействующих счетно-решающих устройств, так и упрощенно.
Анализ указанных уравнений свидетельствует о необходимости проведения обширных теоретических и экспериментальных исследований процессов, происходящих в элементах пневматических систем — баллонах, магистралях, цилиндрах. От того, насколько соответствуют действительности расчетные характеристики элементов, зависит точность производимого анализа.
Необходимость проведения расчетов пневматических систем высокого давления является не только следствием стремления получить сведения о поведении системы в различных условиях, но и следствием необходимости определения величины давления в полостях цилиндров, соединяемых со сливными магистралями. Отсутствие таких расчетов может привести к значительному повышению температуры газа, что вызовет выгорание смазки, повышенный износ уплотнений, а также воспламенение смазочного материала.
ЛИТЕРАТУРА
Б а шт а Т. М. Машиностроительная гидравлика. М., Машгиз, 1963, 696 стр.
Б а ш т а Т. М. Расчеты и конструкции самолетных гидравлических устройств. М., Оборонгиз, 1961.
332
Б е ж а н о в Б. Н. Пневматические механизмы. М.—Л., Машгиз, 1957, 252 стр.
Б е ж а н о в Б. Н. Пневматические системы автоматизации технологических процессов. М.—Л., Машгиз, 1963, 288 стр.
Варгафтик Н. Б. Справочник по теплофизическим свойствам газов и жидкостей. М., Физматгиз, 1963.
Вукалович М. П. и Н о в и к о в И. И. Техническая термодинамика. М., Госэнергоиздат, 1955.
Г е р ц Е. В. и К р е й н и н Г. В. Теория и расчет силовых пневматических устройств. М., Изд-во АН СССР, 1960.
Синярев Г. Б.иДобровольский М. В. Жидкостные ракетные двигатели. М., Оборонгиз, 1957.
М а л к о в М. П. и др. Справочник по физико-техническим основам глубокого охлаждения. М., Госэнергоиздат, 1963.
Г е р ш С. Я Глубокое охлаждение. М., Госэнергоиздат, 1957.
Холзунов А. Г. Основы расчета пневматических приводов. М.—Л., Машгиз, 1959.
Инж. В. Г. Мельянцов и А. Г. Мельянцев
О СЖИМАЕМОСТИ РАБОЧИХ ЖИДКОСТЕЙ ГИДРОСИСТЕМ И УРОВНЕ РАБОЧЕГО ДАВЛЕНИЯ, ОБЕСПЕЧИВАЮЩЕМ НАИБОЛЬШУЮ ПЛАВНОСТЬ ДВИЖЕНИЯ РАБОЧЕГО ОРГАНА МАШИНЫ
Плавность движения рабочего органа в некоторых случаях является чрезвычайно важным требованием, предъявляемым к конструкции гидрофицированной машины. Обеспечить плавность движения особенно сложно, если к рабочему органу машины приложено переменное по величине усилие, которое вызывает соответствующее колебание давления в гидросистеме.
Примером таких машин могут служить протяжные, строгальные станки и другие машины.
Равномерность движения рабочего органа машины при переменном усилии сопротивления зависит от сжимаемости рабочей жидкости, содержащей определенный объем газовых включений, степени неравномерности нагрузки и уровня рабочего давления в гидросистеме. Если содержание воздуха в гидросистеме и степень неравномерности усилия сопротивления на рабочем органе для данной машины считать величинами постоянными, то неравномерность движения будет определяться уровнем рабочего давления, принятым при проектировании машины.
Чтобы иметь возможность выбрать рациональный уровень рабочего давления в гидросистеме проектируемой машины, обеспечивающий наибольшую устойчивость гидросистемы, конструктор должен уметь рассчитать это давление в зависимости от содержания воздуха в гидросистеме и ожидаемых колебаний нагрузки на рабочих органах машины.
В настоящей работе делается попытка дать теоретическое решение этой задачи.
Для вывода расчетных зависимостей воспользуемся следующими допущениями:
в пределах рабочих давлений и температур в гидросистемах машин содержащийся в рабочей жидкости воздух подчиняется закону Бойля-Мариотта (рЕ = const);
334
коэффициент объемного сжатия рж чистой жидкости, т. е. жидкости, не содержащей пузырьков воздуха при атмосферном давлении, в тех же пределах давлений и температур постоянен;
при изменении давления от атмосферного до рабочего объем содержащегося в рабочей жидкости воздуха практически не изменяется.
Тогда объем рабочей жидкости при любом давлении р можно выразить через ее начальный объем (при атмосферном давлении) и изменение объемов ее составляющих — чистой жидкости и воздуха следующим образом:
V = Vo (о„0 — у„) — (уЖо — уж) = 1/0 — % (1 ——
— (у«0 —(О
где Vo и V — объем рабочей жидкости соответственно при атмосферном давлении и при давлении р;
и„0 и ив — объем воздуха в жидкости соответственно при атмосферном давлении и при давлении р;
уж0 и уж — объем чистой жидкости соответственно при атмосферном давлении и при давлении р.
Для рабочей жидкости, содержание воздуха в которой состав- л яет m•100 %,
У = mV0 и иЖо = (1 — /и) Уо.(2)
Но так как pv = const, то
=.(3)
Ч р
Для чистой жидкости
уж6 Уж = Ржуж0 (р Ро) ,
где |3Ж— коэффициент объемного сжатия чистой жидкости.
После подстановки значения уЖо из выражения (2) имеем
Уж0 — Уж = ₽ж (1 — т) Уй(р — р0).(4)
Подставляя в выражение (1) соответствующие значения величин из уравнений (2), (3) и (4), получим следующее выражение для объема рабочей жидкости при давлении р:
V = VQ — тУ0 (1 — -у) — РжП0(1 — т)(р —р0) =
= Vo [1 — m(l — у) — Рж(1 — т^р — ро)] ,(5)
откуда
у = 1 — т(1 — -у) — М1 — т^р — ро). (6)
Иа рис. 1 приведены кривые зависимости -^- — / (р), построенные для минерального масла с коэффициентом рж = =6,3-10~5 смЧкг по формуле (6), и точки, соответствующие данным, полученным экспериментально [2]. Незначительное расхождение кривых и точек показывает, что выражение (6) достаточно хорошо отражает изменения сжимаемости рабочей жидкости гидросистемы с изменением давления в системе и что
Рис. 1. Кривые зависимости -гт- = / (р) для минерального масла (линии соответствуют расчетам по формуле (6), точки — данным статьи [2])Рис. 1. Кривые зависимости -гт- = / (р) для минерального масла (линии соответствуют расчетам по формуле (6), точки — данным статьи [2])
Рис. 1. Кривые зависимости -гт- = / (р) для минерального масла (линии соответствуют расчетам по формуле (6), точки — данным статьи [2])
Рис. 1. Кривые зависимости -гт- = / (р) для минерального масла (линии соответствуют расчетам по формуле (6), точки — данным статьи [2])
сделанные допущения вполне приемлемы. Следовательно, полученными соотношениями можно пользоваться для дальнейших вы
водов.
График на рис. 1 показывает, что если для чистого масла (т = 0) зависимость тт- = / (р) представляет собой прямую ли-
нию (рж = const), то для рабочего масла эта зависимость представляет кривые, которые с увеличением давления приближаются к прямой, т. е. действительный коэффициент объемного сжатия р является величиной переменной, зависящей от содержания воздуха пг и давления в гидросистеме р. С увеличением давления Р > рж (рис. 2).
Если рассматривать рабочую жидкость, содержащую воздух, как однородную упругую жидкость с переменным коэффициентом объемного сжатия р, то изменение объема рабочей жидкости
при изменении давления против атмосферного на величину Др = = Pi — Ро можно записать так:
AV = Vo - V£= У<Д,Др,
где 0Oz- — средний коэффициент объемного сжатия рабочей жидкости в диапазоне давлений от атмосферного р0 до давления рр
V, — объем рабочей жидкости при давлении р,, откуда средний-коэффициент объемного сжатия рабочей жидкости в диапазоне давлений от р0 до рр
ДУ , Уо - VjРо‘ У0Др Vo (р; — р0) ‘
Но в соответствии с выражением (5)
Vi = V0[l-m(l _^-)-0ж(1-m)(p-p0)].
Следовательно.Следовательно.
Следовательно.
Следовательно.
V; = Vo Г1 — т( 1 —— 0Ж(1 — m) (pt— р0)1 .
Тогда
АУ = У,-1 — V; = V Pip~^ U^Po + рж (1 — т) pip^Y (9)
33733722 В НИИГидропривод 833
337
337
Подставляя значения У,^, У, и AV в выражение (8), после преобразований для диапазона давлений от Р;х до р, получаем
а . =т.рй + рж(1 4 m^PiPi-x
При р; ~> Pi_x и (р^ — plA) -> 0 будем иметь мгновенное значение коэффициента объемного сжатия рабочей жидкости рр при давлении р:
о тРо + Аж (1 — т)р2 .. «,
1 р — Р (Р — I™ + Рж(1 — т)р] (р — ро)} '’
На рис. 2 показана зависимость коэффициента объемного сжатия рр от давления при разных значениях содержания воздуха в масле, вычисленная по формуле (10). Точками показаны значения этого коэффициента, полученные по данным исследований [2].
Определим величину давления в гидросистеме, содержащей т-100% воздуха в рабочей жидкости, при котором неравномерность движения рабочего органа под переменной нагрузкой будет наименьшей, т. е. изменение объема рабочей жидкости в напорной трассе АУ = / (р) будет минимальным.
Пусть колебания давления в гидросистеме, вызванные колебаниями нагрузки на рабочем органе, будут равны
ДР = Pt — Pi-V
где pi — наибольшее давление;
р,_х — наименьшее давление.
Тогда
Pi_i = Pi — N Pt — kp, = рД\ — k),(11)
где й = -~ — коэффициент неравномерности нагрузки, а следовательно, и давления.
Подставляя в выражение (9) значение р(-1 = р((1 — 6), после преобразования получаем
АУ=УоТ^[^ + М1~™)(1-^].(12)
На рис. 3 показано изменение объема АУ (в % к Уо) жидкости в напорной трассе гидросистемы при колебаниях нагрузки к = = 0,1 и содержании воздуха в рабочей жидкости т = 0,05; т = 0,1 и т = 0,2, а также при к = 0,2 и т = 0,2. Характер кривых показывает,что для разных значений к и т имеется такая величина рабочего давления, при которой изменение объема АУ, а следовательно, и неравномерность движения рабочего органа машины будут наименьшими.
Найдем выражение для определения величины этого давления.
Наименьшее значение функции AV - / (р;) будет при значении р,, отвечающем условию
Дифференцируя выражение (12), получаем
Рис. 3. Изменение объема жидкости в напорной трассе гидросистемы при колебаниях нагрузки
В соответствии с условием (13)
_^-|-М1-^(I -Д0 = о,
pt
откуда
тРо
г рж(1-m) (1-й) •
Подставив в это выражение р0 = 1,03 кГ/см?, получим для давления, при котором равномерность движения рабочего органа под переменной нагрузкой будет наивысшей, следующее выражение:
1
/1,03m
' Рж (1 — rn) (1 — А) '( )
Зная предполагаемую величину содержания воздуха в рабочей жидкости .т = -^ , степень неравномерности нагрузки на рабочем органе машины k = -^- и подставляя значения этих величин Ртах
22*339
Рис. 4. Кривые зависимости величин наивыгоднейшего рабочего давления в гидросистеме от коэффициента неравномерностиРис. 4. Кривые зависимости величин наивыгоднейшего рабочего давления в гидросистеме от коэффициента неравномерности
Рис. 4. Кривые зависимости величин наивыгоднейшего рабочего давления в гидросистеме от коэффициента неравномерности
Рис. 4. Кривые зависимости величин наивыгоднейшего рабочего давления в гидросистеме от коэффициента неравномерности
в выражение (15), можно определить наивыгоднейшее с точки зрения равномерности движения рабочее давление в гидросистеме проектируемой машины.
Предполагаемая величина содержания воздуха в рабочей жидкости проектируемой гидросистемы может быть получена путем анализа проб рабочей жидкости реальных гидросистем, аналогичных проектируемой.
Рис. 5. Кривые зависимости величин наивыгоднейшего рабочего давления в гидросистеме от содержания воздуха в ней
На рис. 4 приведены кривые зависимости величин наивыгоднейшего рабочего давления в гидросистеме от коэффициента неравномерности нагрузки к для гидросистем с различным содержанием воздуха т; на рис. 5 — то же в зависимости от содержания воздуха в гидросистеме для разных коэффициентов неравномерности нагрузки к.
Графики показывают, что снижение содержания воздуха в гидросистеме повышает ее жесткость (см. рис. 3) и уменьшает уровень рабочего давления, при котором достигается наибольшая плавность работы (см. рис. 4 и 5). В идеальном случае при полном отсутствии воздуха в гидросистеме наивысшая плавность движения будет в том случае, если при конструировании машины принято минимальное рабочее давление р -> рй. Колебания нагрузки на рабочем органе приведут в таком случае к незначительным абсолют-
ным изменениям давления и, следовательно, к незначительным изменениям объема рабочей жидкости в напорной трассе гидросистемы, которые в малой степени отразятся на равномерности движения рабочего органа машины. С увеличением давления равномерность движения будет снижаться (см. рис. 3).
Однако в реальных гидросистемах рабочая жидкость в большей. или меньшей степени насыщена воздухом и другими газовыми включениями, содержание которых зависит от конструкции и качества изготовления элементов гидросистемы, свойств рабочей жидкости и других факторов и, как показывают исследования [2 ], может колебаться в широких пределах, достигая по объему 20% от общего объема рабочей жидкости. Газовые включения резко повышают сжимаемость'жидкости. При повышении давления в системе сжимаемость рабочей жидкости уменьшается, так как со сжатием "газовых пузырьков относительный объем их в общем объеме рабочей жидкости резко падает. При достаточно высоком^’давле- нии в гидросистеме объем газовых включений уменьшается настолько, что уже практически не влияет на сжимаемость рабочей жидкости (см. рис. 3).
Таким образом, увеличение уровня рабочего давления в гидросистеме, которое при полном отсутствии воздуха в рабочей жидкости отрицательно сказывается на равномерности движения рабочего органа при переменных нагрузках, в реальных гидросистемах ведет к уменьшению сжимаемости рабочей жидкости и повышению равномерности движения, однако только до тех пор, пока относительный объем включений в общем объеме жидкости не станет достаточно малым. Дальнейшее увеличение давления в такой гидросистеме, как и в системе с чистым маслом, будет отрицательно сказываться на равномерности движения рабочего органа машины.
Следовательно, в реальных гидросистемах, насыщенных воздухом, увеличение равномерности движения рабочих органов происходит только при увеличении давления до определенных пределов, за которыми равномерность снова будет падать (см. рис. 3). Наивысшая равномерность движения при переменных нагрузках достигается при некотором давлении, определяемом по формуле (15).
Часто для увеличения плавности работы гидрофицированных станков в гидравлических системах вводится противодавление, обеспечивающее поддержание величины давления в гидросистеме на уровне, при котором равномерность работы удовлетворительная. Но поскольку при проектировании новых систем уровень рабочего давления и величина необходимого противодавления выбираются, как правило, по аналогии с существующими конструкциями или подбираются опытным путем, возможны случаи неправильного выбора этих параметров гидросистемы, что неизбежно приведет к ухудшению эксплуатационных характеристик машины, снижению ее к. п. д. и т. д. Ввиду этого полученные в данной работе зависимости (15) и приведенные графики наивыгоднейших с точки 341
зрения равномерности движения величин давлений в гидросистеме (рис. 4 и 5) могут быть полезны при проектировании гидросистем и помогут избежать длительных экспериментальных работ по практическому установлению оптимальных величин уровней давлений и требуемых в отдельных случаях противодавлений.
Кроме того, некоторые формулы, полученные в данной работе, например (5), (9), могут быть использованы для расчета фактической производительности насосов при разных степенях насыщения рабочей жидкости воздухом и при разных величинах давления во всасывающей (приемной) и нагнетающей полостях насоса.
ЛИТЕРАТУРА
Носов Ю. А., Попов Д. Н. и Рождественский С. Н. Некоторые вопросы расчета и конструирования авиационных гидравлических систем. М., Оборонгиз, 1962.
F i г t h D. Ап old and a new look at oil hydraulics. Compressed Airand Hydraulic, 1958, 23, № 271—273.
Инж. л. В. Синев
АНАЛИЗ НЕКОТОРЫХ СХЕМ МЕХАНИЗМОВАКСИАЛЬНО-ПОРШНЕВЫХ ГИДРОМАШИНДЛЯ ВЫБОРА МЕХАНИЗМА С ОПТИМАЛЬНЫМИДИНАМИЧЕСКИМИ СВОЙСТВАМИ
Требования улучшения динамики механизмов аксиально-поршневых насосов (гидродвигателей) приводят к необходимости кинематического и силового (кинетостатического) анализа механизмов. Нас интересовало изменение силовых и кинематических параметров механизма во времени; для этого мы использовали аналитические методы исследования.
Однако наибольший интерес представляют различные угловые соотношения между звеньями механизма. Для этого использовался векторный метод исследования пространственных механизмов [2, 4 ].
Рассмотрим сущность метода на примере первичного механизма аксиально-поршневой гидромашины с шатунным креплением поршней (рис. 1, а). Он представляет собой пространственный пятизвенный механизм с двумя степенями свободы. Объединение г таких первичных механизмов в один блок еще не создает механизма аксиально-поршневой машины. Только связь между угловыми перемещениями звена, изображающего ведущий вал (поршневую группу), и звеном, изображающим блок цилиндров, задается или карданным механизмом, или образованием кинематической пары между шатуном и поршнем.
Построим векторную диаграмму механизма (рис. 1, б) в плоскости осей ведущего вала и блока цилиндров. Из точки О пересечения осей по оси ведущего вала направлен единичный вектор (орт) и4, по оси блока цилиндров — орт и3. Радиус-вектор размещения оси цилиндров ги3, где н3 — орт, перпендикулярный и2; радиус-вектор размещения головки штока в ведущем вале (поршневой группе) Ru.4, где ц4 — орт, перпендикулярный и^. Если /»5 — вектор шатуна, то замыкающий вектор (размещается на оси цилиндра) будет х0н3, причем условие замкнутости векторной цепи следующее:
ru3 + xQu2 — Ru4—lua = 0.(1)
343
Поворачивая вал и блок цилиндров против часовой стрелки из плоскости, получим новое положение векторов, для которых условие замкнутости запишется в виде
/•u3-|-xu2 — Ящ = 1и5,(2)
где
из Из cos 9 |- z/2«3Sin 0;
u4 - u4coscp ( uiu4sincp;
«з, «4, «5 — новые положения ортов (рис. 1, в).
Векторное уравнение (2) определяет все необходимые угловые и линейные кинематические параметры механизма. Если, например, карданный механизм задает функцию 9 = / (ср) ( в частном случае двойного универсального кардана, вал которого одинаково наклонен к осям вала и блока цилиндров 9 = ср), то, подставляя эту зависимость в уравнение (2) и возводя обе части этого уравнения в квадрат, определим величину х осевого перемещения поршня в любом цилиндре, произвольно ориентированного относительно карданного механизма. Дифференцированием уравнения (2) получим скорости и ускорения.
Определяя из равенства (2) орт U5 и умножая его скалярно неподвижные орты u2, u3, и4, и2 X из и подвижные из, и4, и2 X X из и Ui X U4, мы определим угловые положения оси шатуна относительно принятой нами неподвижной или вращающейся системы осей отсчета углов.
344
Все преобразования, связанные с умножением векторов, производятся по правилам векторной алгебры.
Если нам известна диаграмма изменения давления под поршнем в одном цилиндре за один оборот р (ср), то мы можем определить все составляющие сил, действующих на вал и блок цилиндров. Рассмотрим случай, когда у машины с двойным несиловым карданом (рис. 2)’вращение вала и блока будем считать синхронным (О - ср).
Рис. 2. Схематическая проекция механизма насоса (гидродвигателя) с двойным несиловым карданом
Тогда усилия, передаваемые шатуном на вал для цилиндра, находящегося под углом ф, будут
X' = —р ^ F. [/cosy + (R cosy —/■) sin у cos ф];
у/—р (Ф) F gjn ^ sin2 ^ -}- г cos у — R^ cos ф];
Z' p^F, ^_r^ sln(p.
T' = P—j F-- (/ sin у sin ф + ^^L [^ sin2 у _ r (1 — cos y)]}; , sin 2® .
M =^— U cos у sin ф 4sin у (R cos у — гн;
PWFRL, l+cos2q> .1
N = —— U cos у созф H——- sin у (R cos у — r)>.
В выражениях (3) X', Y', Z’ — проекции силы от одного шатуна на оси х\ у', г' (х' — ось вала); L', М' и N' — моменты относительно этих осей; F — площадь поперечного сечения поршня; у — угол между осями вала и блока цилиндров (рис. 3). Из уравнений (3) видно, какие дополнительные составляющие вно-
345
сит непараллельное™ шатунов оси блока по сравнению с обычным расчетом. Очевидно, что подобный расчет можно провести и при отсутствии синхронности.
Рис. 3. Ориентация осей координат при рассмотрении действия усилий шатуна на вал
Рис. 4. Бескарданный насос
Наиболее интересные результаты этот метод решения дает применительно к бескарданным насосам и двигателям с шатунным креплением поршней (рис. 4 и 5) [1,3].
Рассмотрим первичный механизм. Лишняя степень свободыРассмотрим первичный механизм. Лишняя степень свободы
Рассмотрим первичный механизм. Лишняя степень свободы
Рассмотрим первичный механизм. Лишняя степень свободы
Рис. 6. Схема передачи движения через шатун и поршеньРис. 6. Схема передачи движения через шатун и поршень(5)(5)
Рис. 6. Схема передачи движения через шатун и поршень
Рис. 6. Схема передачи движения через шатун и поршень
(5)
(5)
у механизма устраняется, когда шатун ложится на коническую поверхность поршня, и вал ведет за собой шток. Следовательно,
определенное движение такого механизма будет происходить, когда угол между осью цилиндра и осью шатуна равен а (рис. 6). В векторной форме это условие принимает вид
(4)(4)Из • “s = cos а.
(4)
(4)
Если ввести понятие об угле отставания (сдвиге по фазе) между валом и блоком цилиндров ф = ср — 0, то реализация условия (4) приводит к выражению
rP (1 — cos у) sin 2ф
(г 4- /?)2 sin2 ф -|- (г + R cos у)2 cos2 <р — /2 sin2 а
/[г/? (1 — cos у) sin 2ф]2 -4- [(г -у A1)2 sin3 Ф 4- 4- V 4- R cos у)2 cos2 ф — /2 sin2 a] [/2 sin2 а — .— (R — г)2 sin2 Ф — (г — R cos у)2 cos2 ф]
' (г + /?)2 sin2 Ф 4- (г 4- R cos у)2 cos2 ф —/2 sin2 а
Результаты расчета по формуле (5) для одного из образцов насосов фирмы «Гидроматик» показаны на рис. 7. Они полностью совпадают с результатами, полученными другим способом К. И. Горо-
Рис. 7. Угол отставания тр блоков цилиндров бескарданного насоса «Гидроматик» 14-25 при углах у = 0° и у = 25°Рис. 7. Угол отставания тр блоков цилиндров бескарданного насоса «Гидроматик» 14-25 при углах у = 0° и у = 25°
Рис. 7. Угол отставания тр блоков цилиндров бескарданного насоса «Гидроматик» 14-25 при углах у = 0° и у = 25°
Рис. 7. Угол отставания тр блоков цилиндров бескарданного насоса «Гидроматик» 14-25 при углах у = 0° и у = 25°
Рис. 8. Колебания угловой скорости блока цилиндровРис. 8. Колебания угловой скорости блока цилиндров
Рис. 8. Колебания угловой скорости блока цилиндров
Рис. 8. Колебания угловой скорости блока цилиндров
децким [1]. Очевидно, что блок цилиндров будет вестись при помощи штока того поршня, для которого угол отставания будет наименьшим, поэтому для механизма с z поршнями угол ф будет
изображаться нижней границей графика (рис. 7). В соответствии с кривыми (рис. 7) можно получить изменение угловой скорости блока цилиндров относительно вала
о . (6)<ОП dtp
Характер изменения угловой скорости показан на рис. 8, а траектория относительного движения шатуна внутри юбки поршня — на рис. 9.
Анализ формулы (5) указывает
также на возможность создания бескарданного гидродвигателя с синхронным движением вала и
блока цилиндров и относительным движением каждого шатуна по всей окружности юбки поршня (пунктирная линия на рис. 9), но для реализации такого движения, как это видно из рис. 9,
угол tij для гидродвигателя должен быть меньше, чем угол а для насоса. Схема гидродвигателя будет осуществлена, если геометрия механизма определяется соотношением
R — г г — R cos у/~/R — г г — R cos у/~/= Sin Ор= Sin Ор(7)(7)
R — г г — R cos у
/~/
R — г г — R cos у
/~/
= Sin Ор
= Sin Ор
(7)
(7)
Для анализа усилий, возникающих в карданной передаче, может быть также использован векторный метод. Анализ двойного
Рис. 9. Траектория относительного движения шатуна в юбке поршняРис. 9. Траектория относительного движения шатуна в юбке поршня
Рис. 9. Траектория относительного движения шатуна в юбке поршня
Рис. 9. Траектория относительного движения шатуна в юбке поршня
несилового кардана показывает, что для обеспечения кинетоста- тических условий равновесия необходимо наличие, кроме крутящих моментов, переменных изгибающих моментов, поперечных и осевых сил, изменяющихся с частотой, соответствующей удвоенной частоте оборотов. Схема последовательного рассмотрения всех усилий показана на рис. 10,а — д. Характер изменения моментов Ак и N'K изображен на рис. 11. Подробному анализу подвергались также гидродвигатели с наклонной шайбой и опорными башмаками на наклонной шайбе.
Следует отметить, что для этих образцов машин изложенные методы не представляют интереса, так как схема механизма простая. Векторный метод имел здесь вспомогательное значение для определения величины и направления силы трения на наклонной шайбе и связанных с трением расчетов усилий прижатия и отжатия башмаков на наклонной шайбе. Однако, если необходимо рассматривать более сложные случаи — изменение угла у наклон-
a)a)
a)
a)
Рис. 10. Усилия в карданной передаче
ной шайбы (регулируемая гидромашина) при сферических головках плунжеров, векторный анализ может помочь быстро получить окончательные выражения.
Рис. 11. График изменения моментов NK и NK, действующих на блок цилиндров и вал
ВЫВОДЫ
В данной работе анализировались механизмы трех схем аксиально-поршневых машин: две схемы с шатунным креплением поршней — с двойным несиловым карданом и бескарданная с передачей вращения блока цилиндров через шатуны и поршни и схема гидродвигателей с наклонной шайбой и опорными башмаками.
Механизм аксиально-поршневой гидромашины с двойным несиловым карданом обеспечивает синхронное ведение блока цилиндров валом, и машина легко регулируется поворотом люльки. Эта схема обратима и может применяться как регулируемый насос и как гидродвигатель. Синхронное ведение блока облегчает создание устройств в узле на торцовом распределителе, снижающих шумовые эффекты, так как мертвые точки поршней точно ориентированы относительно распределителя (отклонения из-за неравного наклона кардана при различных углах у и за счет зазоров можно считать малыми).
К числу недостатков следует отнести наличие кардана, увеличивающего, по сравнению с двумя другими схемами при равной мощности, диаметр блока цилиндров и вала, что, в свою очередь,
351
увеличивает вес вращающихся деталей и дебалансы, приводящие к вибрациям. Кроме этого, карданный механизм неизбежно приводит к возникновению вибраций на частоте, соответствующей удвоенной частоте оборотов гидромашины.
Механизм бескарданной гидромашины обеспечивает меньшие размеры диаметра блока цилиндров и вала из-за отсутствия кардана, а также крепление блока цилиндров на оси с двумя опорами, что дополнительно упрощает устройство и уменьшает размеры внутренней части блока цилиндров (рис. 4). При этом отсутствует кардан как источник низкочастотных вибраций.
Схема механизма не обеспечивает обратимости. Насосы не могут реверсироваться из-за значительных зазоров, которые выбирались бы при реверсе (рис. 9), а гидродвигатели должны быть нерегулируемыми для обеспечения возможности передачи через шатуны.
В случае регулируемого насоса положение мертвых точек поршней не остается постоянным, а меняется вместе с изменением угла отставания гр при изменении угла у. Это создает трудности при создании устройств в узле распределения, уменьшающих шум машины.
Для гидродвигателей необходимо очень точное обеспечение величины угла а в каждой паре поршень — шатун (рис. 6) с очень малым разбросом по величине, что создает дополнительные технологические трудности.
Кинематическая схема механизма гидромашины с наклонной шайбой и опорными башмаками простая. Вращающийся ротор может быть закреплен на двух подшипниковых опорах. Карданный механизм отсутствует и диаметры блока цилиндров и плунжерного барабана меньше, чем у машины с двойным несиловым карданом. Мертвые точки всегда находятся в строго заданных положениях относительно распределителя.
К недостаткам схемы следует отнести трудности использования машины в качестве регулируемого насоса на средних и больших мощностях, необходимость использовать для передачи крутящего момента массивные плунжеры, работающие на изгиб, тогда как в двух других схемах передача осуществлялась шатунами, работающими на сжатие. Кроме того, в осевом движении участвуют в этой схеме массы, которые составляют большую часть всех вращающихся частей, чем в предыдущих схемах, что может привести к повышенным осевым вибрациям от неуравновешенности.
Первая схема предназначена для регулируемых насосов, а третья — для нерегулируемых гидродвигателей. Эти схемы в данный момент являются предпочтительными ввиду большей определенности кинематики и изученности свойств. Однако использование бескарданной схемы для регулируемых насосов и нерегулируемых гидродвигателей перспективно.
352
ЛИТЕРАТУРА
Городецкий К- И. Некоторые вопросы кинематики аксиальнопоршневых насосов. «Тракторы п сельхозмашины», 1963, № 5.
Д и м е н т б е р г Ф. М. Определение положений пространственных механизмов. М., Изд-во АН СССР, 1950.
Прокофьев В. Н. и С и н е в А. В. Геометрия реверсивной аксиально-поршневой гидромашины. «Известия вузов», 1963, № 11.
В е у е г und S с h б г п е г. Raumkinematische Grundlagen, Munchen, 1953.
-3 ВНИИГидропрппод 333
Н. П. Козлов и И. М. Крассов
КОЭФФИЦИЕНТЫ УСИЛЕНИЯ ГИДРАВЛИЧЕСКОГОУСИЛИТЕЛЯ с двойным золотником
Роль коэффициентов усиления по давлению и расходу для расчета основных параметров гидравлических усилителей, применяемых в системах автоматического управления, весьма велика. Этому вопросу уделяется большое внимание как в СССР, так и за рубежом [ 1 и 4 ].
В настоящей работе излагается метод определения названных коэффициентов усиления для гидравлических усилителей с золотником.
Исследования проводились для двухкаскадного усилителя типа двойного золотника (рис. 1), сочетающего в себе наиболее общие принципы построения гидравлических усилителей. Первый каскад усиления (будем называть его управляющим золотником) представляет собой следящую систему, выполненную по схеме золотник в золотнике [2 ]. Второй каскад усиления (будем называть его распределительным золотником) выполнен по схеме обычного четырехкромочного золотника. Оба каскада усиления могут иметь золотниковые пары с нулевым, отрицательным или положительным перекрытием.
Золотниковые пары с отрицательным перекрытием представляют собой наиболее общий случай конструктивного исполнения. При анализе такой золотниковой пары, как частные случаи, могут быть получены результаты для золотниковых пар других типов.
Рассматриваемый гидравлический усилитель с отрицательными перекрытиями работает следующим образом. Рабочая жидкость под давлением рг подается в полость / и далее через кромку управляющего золотника поступает в полость //. Одновременно через вторую кромку управляющего золотника часть рабочей жидкости перетекает в сливную магистраль. При смещении управляющего золотника, например, направо расход Qi рабочей жидкости, поступающей в полость //, уменьшается. Расход Q., из полости II в сливную магистраль при этом увеличивается, давление р2 падает и плунжер 2 распределительного золотника движется направо, восстанавливая начальное перекрытие золотниковой пары. Таким 354
образом, распределительный золотник следит за положением управляющего золотника. При этом силы, действующие на плунжер распределительного золотника, достаточно велики, и поэтому он может управлять потоком рабочей жидкости большой мощности.
Для определения коэффициентов усиления по расходу и давлению рассмотрим отдельно обе золотниковые пары усилителя, отрицательное перекрытие которых будем обозначать Д/, т. е. как
Рис. 1. Принципиальная .схема исследуемого гидравлического усилителя:
1 — плунжер управляющего золотника; 2 — плунжер распределительного золотника; 3 — гильза
положительный зазор. Учтем, что в реальных золотниковых парах всегда имеется радиальный зазор 6 между гильзой и плунжером золотника.
Коэффициент усиления по расходу KQ — это производная от объемного расхода на выходе данного каскада усиления по его входной координате. Коэффициент усиления по давлению Кр —■ это производная от давления рабочей жидкости на выходе данного каскада усиления по его входной координате.
Коэффициент Кр оценивает возможность каскада усиления сообщать достаточное начальное ускорение присоединенному к нему звену, например исполнительному механизму. Коэффициент Kq связан с быстродействием звена, подключенного к усилителю.
Особый интерес представляют значения коэффициентов Kq и Кр в начальный момент движения системы, когда входная
координата усилителя близка к нулю. В этом случае коэффициент усиления по расходу для первого каскада усиления позволяет оценить тенденцию нарастания скорости движения плунжера 2 распределительного золотника и может быть определен как производная от расхода Q„ на выходе усилителя первого каскада по рассогласованию е при г > 0. При смещении плунжера 1 вправо на величину х-< Ц (где /,—начальное отрицательное перекрытие первого каскада усиления)
Qn = Qa - Qn(1)
гдеQn — расход, определяющий скорость движения плун
жера 2;
Qj и Q2 — расходы рабочей жидкости, поступающей в полость II и вытекающей из нее.
Площади проходных сечений, открываемые управляющим золотником, как боковые поверхности усеченных конусов будут равны
/1^л(г/у-- di) ] (/[— е)~ - di; :.(2)
/а л (y/у 8i) | (/i - p)j Р di-
где d„ — диаметр плунжера 1;
к -- (х — у) — рассогласование положений управляющего и распределительного золотников (здесь х — перемещение управляющего золотника; // — перемещение распределительного золотника).
Обозначив (j — е — lY и /, J- е L, с учетом выражений (2) можно расход Q^ представить как
Qn ~ Я (Ду + 6j) ^[р-2 | ((j + 6]) (рз РЛ
— Ц1 | (^ -V di) (pi — Р^ |.(3)
где pt и р2 — коэффициенты расходов проходных сечений с площадями Д п f„;
у — удельный вес рабочей жидкости.
В начальный момент, когда еще у 0, имеем
Pi Pin = const; р. р.,„; рх—р2(1 - = рм—pt; f - х;
Mi = P2 р„
и коэффициент усиления по расходу первого каскада усиления будет равен
гдегде
где
где
ао — Цол
Значения коэффициентов усиления по расходу для других модификаций золотника управления приведены в таблице. Как пояснение к таблице, на рис. 2, а—е показан характер изменения расходов Qp Q2 и Qn от рассогласования е при различных соче-
Рис. 2. Зависимость расходов рабочей жидкости через проходные сечения усилителя первого каскада от рассогласования е для различных конструктивных вариантов исполнения усилителяРис. 2. Зависимость расходов рабочей жидкости через проходные сечения усилителя первого каскада от рассогласования е для различных конструктивных вариантов исполнения усилителя
Рис. 2. Зависимость расходов рабочей жидкости через проходные сечения усилителя первого каскада от рассогласования е для различных конструктивных вариантов исполнения усилителя
Рис. 2. Зависимость расходов рабочей жидкости через проходные сечения усилителя первого каскада от рассогласования е для различных конструктивных вариантов исполнения усилителя
таниях /j и 6,. Во всех случаях, когда 6, 4= 0, кривые Qt = Л (е) и Qa = /а (е) представляют собой ветви гипербол, сопрягаемых с прямыми Q = const при значениях рассогласования е = /р Пренебрежение радиальным зазором 6, (случаи на рис. 2, г, д, ё^ приводит к идеализации расходных характеристик и отличию коэффициента (7<1Q)e==o от его действительных значений. Радиальный зазор 6, существенно влияет на коэффициент усиления по расходу. Это влияние тем сильнее, чем меньше конструктивные размеры золотниковой пары.
Коэффициент усиления по давлению оценивает возможность усилителя первого каскада сообщать достаточное начальное ускорение плунжеру 2 и определяется при неподвижном плунжере. 23 833 357
В этот момент у = О, е = х, Qn = 0. При этом из выражения (3) можно получить
_ ^ [ (/j - х)9- + d2j] Р1 + а2 [(/, + х)2 + д2] рс «РС.—Г + ^+аЩ'^Г + аН ',5’
где
<21 = ртл (dg + 8,) р ^ ;а2- р2л (dg + 6,).
Выражение (5) представляет собой одну из статических характе- ’ ристик первого каскада усиления. При этом коэффициент усиления по давлению будет равен
/КА _ f дРг \_ / дР2 \_h(pi — pa
^ip)e=0 de P=o— dx )x=0~Z,- ^ '
Знак минус показывает, что давление р2 уменьшается при увеличении рассогласования е (или координаты х). Значения коэффициентов (К1р)е=о для других модификаций золотника управления приведены в таблице.
Связь между коэффициентами (Kip)E=o и (/Gq^o может быть выражена
е=0.
(2/^ + бр-(?)
Длявторогокаскадаусиления— распределительногозолотника —приегосмещениивправоможно записатьследующие
соотношения между расходами (см. рис. 1):
Qa = Qsh Qao Qa = Q4= Qi j
Q4 = Q4c-Q№ Q = ^(Qa QJ, ](8)
где Q — расход, определяющий скорость движения исполнительного механизма.
Так как при симметричном золотнике (см. рис. 1) имеется равенство коэффициентов расхода р3н = р4с = рн, ц3с = р4„ = рс и площадей проходных сечений /Зн = f4c = fH, f3c = /4Н = fc, то согласно выражениям (8) расход Q, если ввести обозначения к = /ц + У и 4 = 1И — у, будет
Q = Я(б!г + М у ^ ^н у (^ + ^^ (у р_рй^ у р4_р^ —
Pc V ^4 + 8п (^Ур — р4 + ]/ pa — рс)] >(9)
где dp — диаметр плунжера распределительного золотника; р — давление питания второго каскада усиления;
р3 и р4 — давления в линиях, соединяющих второй каскад усиления с исполнительным механизмом;
рс — давление в линии слива.
В начальный момент движения, когда еще у = О и Ар = = р3 — р4 = О, можно записать, что
Vp — Рз = V Рз — рс; рз = р4 = -t^ ;
Р~Рз =Р~Рз =Р—Рс.2Р—Рс.2Н« = ^ = ИН« = ^ = И
Р~Рз =
Р~Рз =
Р—Рс.
2
Р—Рс.
2
Н« = ^ = И
Н« = ^ = И
и выражение для коэффициента усиления по расходу будет
гдегдеV2 (Р -ti,(Ю)
где
где
а = цл ^^.
Значения коэффициентов (K2q)&=o для других конструктивных вариантов усилителя второго каскада приведены в таблице. Зависимость расходов QH, Qc и Q от перемещения у имеет такой характер, как и для первого каскада усиления (см. рис. 2).
Для начального момента движения, когда Q = 0, перепад давлений на поршне исполнительного механизма будет равен
Ар = р3 —р4 =Ар = р3 —р4 =d« [Он + уУ + ^п] ~ ас [Си ~ у)2 + ^] ан [Он + уУ + $Il] + ас [Он ~ уУ + dIl]d« [Он + уУ + ^п] ~ ас [Си ~ у)2 + ^] ан [Он + уУ + $Il] + ас [Он ~ уУ + dIl](Р — Рс^.(Р — Рс^.(11)(11)
Ар = р3 —р4 =
Ар = р3 —р4 =
d« [Он + уУ + ^п] ~ ас [Си ~ у)2 + ^] ан [Он + уУ + $Il] + ас [Он ~ уУ + dIl]
d« [Он + уУ + ^п] ~ ас [Си ~ у)2 + ^] ан [Он + уУ + $Il] + ас [Он ~ уУ + dIl]
(Р — Рс^.
(Р — Рс^.
(11)
(11)
где
ан = НяЛ (^р + $п) "|/ ту! ас = НсЛ (^р + 6П) /-у-
Зависимость (11) представляет собой одну из статических характеристик второго каскада усиления, согласно которой для этого каскада коэффициент усиления по давлению равен
(Азр)р=0 \ Эу )(Азр)р=0 \ Эу )р=ор=о2/i I/2 L д241 ’ °Ц2/i I/2 L д241 ’ °Ц(Р — Ре)-(Р — Ре)-(12)(12)
(Азр)р=0 \ Эу )
(Азр)р=0 \ Эу )
р=о
р=о
2/i I
/2 L д2
41 ’ °Ц
2/i I
/2 L д2
41 ’ °Ц
(Р — Ре)-
(Р — Ре)-
(12)
(12)
Значения коэффициентов усиления по давлению для других конструктивных модификаций распределительного золотника даны в таблице.
Зависимость давлений р3 и р4 от смещения у распределительного золотника для его различных конструктивных вариантов показана на рис. 3, а—е. Пренебрежение радиальным зазором 6 приводит к идеализированным статическим характеристикам (рис. 3, г, д, е), имеющим в отдельных случаях релейный вид (рис. 3, д, е). Статические характеристики первого каскада усиления аналогичны изображенным на рис. 3 и отличаются наличием лишь одной кривой р2 = / (е). Кривые, приведенные на рис. 3, утрированы 359
Вариант исполнения
Первый каскад усиления
Второй каскад усиления
(^10)8=0
(^1р)е=о
(Я2(э)у=0
(К2р)ц=0
к > 0
6; > 0
Ср/] (dg - 6[)
X V 2(Р1 — Рс)
/1(Р1 — Рс)
ahi (dp + бц) ^/"lii х дп
X /2(р—рс)
21ц (р-Ре) /2 Л2
/, > 0
6; = 0
attdg К2 (pi — рс)
Р1 — Рс
adp К2 (р — рс)
^(Р — Рс) 1ц
Й =0 д. = 0
a6dg /2 (р! — рс)
ОО
adp \г<1 (р — рс)
ОО
для придания графикам наглядности. Например, на рис. 3, б горизонтальный участок кривых в точке рг 0,5 (_р + р^, у = 0 очень мал и не всегда определяется экспериментально. Однако этот перегиб кривых существует и должен быть показан на графике.
Для количественной оценки коэффициентов усиления подавлению и расходу ниже подсчитаны их значения для гидравлических усилителей двух модификаций.
Для двухкаскадного с параметрами р1изб = 4 ат; ризб = = 12 ат; рс.иэб — 0,2 am; dH = 10 мм; dp = 30 мм; 6] ^ /] = — 0,03 мм; 6П = 1п = 0,02 мм и у -= 0,881 г! см3 эти коэффициенты равны
7<1Р = 630 кПсм4; Kiq = 6040 см-iсек;
Кгр = 5900 кГслг; Kiq = 32 100 смКсек.
Для двухкаскадного быстродействующего гидравлического, имеющего параметры р1иа6 - 50 ат; риз6 200 ат; рс.изб = = 5 am; d^ = 4 мм; dp = 8 мм; б] = /[ = 0,02 мм; 6П = = /ц = 0,01 мм и у = 0,8 гкм\ коэффициенты имеют величину
К'Р = П 125 кГ/см3; Kiq = 8730 см2? сек;
К1р — 195 000 кПсм?; К уд = 36 400 см2?сек.
Если коэффициенты усиления по давлению и расходу заданы техническими требованиями или выбраны за исходные при проектировании, то можно определить радиальный зазор б;. используя 360
оптимальное соотношение /,■ = 6h при котором коэффициент Кр будет наибольшим. Далее можно найти диаметр золотника
(13)
где i — индекс, обозначающий номер каскада усиления.
Рис. 3. Зависимость давлений "в междроссельных камерах второго каскада усиления для его^различ- иых конструктивных вариантов исполнения от координаты уРис. 3. Зависимость давлений "в междроссельных камерах второго каскада усиления для его^различ- иых конструктивных вариантов исполнения от координаты у
Рис. 3. Зависимость давлений "в междроссельных камерах второго каскада усиления для его^различ- иых конструктивных вариантов исполнения от координаты у
Рис. 3. Зависимость давлений "в междроссельных камерах второго каскада усиления для его^различ- иых конструктивных вариантов исполнения от координаты у
Если решить равенство (3) относительно величины рг, то получим функцию р2 = Ф2 (е; QJ. Сравнивая производную от этой 833361
функции ^-^-^ _о с выражениями для коэффициентов усиления первого каскада, видим, что
/2£2_\_^1р)е=о
\ dQn /е=0(^кэ)е=0
Разложив функцию р2 = Ф (е; Q„) в ряд по степеням е и Qn и ограничившись при разложении степенями не выше первой, с учетом выражения (14) получим
Р» = Рю + (^1р)е=о8 —\Kiq> о ^^)
Выражение (15) связывает между собой основные параметры гидравлического усилителя первого каскада, является вырожденным уравнением его динамики (без учета потерь на трение и массы рабочей жидкости, движущейся в каналах усилителя) и позволяет упрощенно представить уравнение движения плунжера распределительного золотника:
Т^+Т1% + У = -К1х,(16)
где
m2*р ^1Q9 KipP iz ^ipf
с-К1рГ ^fW.c-Kipfpc-Klpf'
здесь m — масса плунжера распределительного золотника;
q — коэффициент вязкого трения;
с — коэффициент осевой гидродинамической силы;
/ — площадь торца плунжера.
Аналогично для второго каскада усиления получим
^р = <Му=»у — TK^Zo^'(17)
Выражение (17) также является вырожденным уравнением динамики второго каскада усиления и дает возможность записать уравнение движения поршня исполнительного механизма в одну сторону:
^т^-г-Ку,(18)
где
^р2 МK^Qd + K^pF^ ^ K^pF
4 Р ; 3 -а •
Здесь М — масса поршня исполнительного механизма, подключенного ко второму каскаду усилителя;
а — коэффициент вязкого трения поршня;
Р — жесткость пружин нагрузки;
F — эффективная площадь поршня исполнительного механизма;
z — перемещение поршня исполнительного механизма.
Приведенные выше примеры свидетельствуют о том, что коэффициенты усиления по давлению и расходу позволяют не только определить некоторые основные конструктивные параметры гидравлических усилителей, но и улучшить их статические и динамические свойства и обоснованно подойти к разработке новых гидросистем автоматики.
ЛИТЕРАТУРА
Крассов И. М. Гидравлические элементы систем автоматического регулирования. М., Машгиз, 1963.
Рязанов Ю. А. Проектирование систем автоматического регулирования. М., Машгиз, 1963.
Основы автоматического регулирования. Под ред. В. В. Солодовникова. Том II, кн. 1. М., Машгиз, 1960.
Ernest Е. Lewis, Hansjoerg Stern. Design of Hydraulic Control Systems. Me. Grow—Hill Book Company, Inc. New-York—Toronto— London, 1962.
инж. Л. П. Сашин, канд. техн, наук С. Н. Рождественский и инж. К. Л. Колесниченко
ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ ДЕМПФЕРДЛЯ РАБОТЫ В ШИРОКОМ ДИАПАЗОНЕ ТЕМПЕРАТУР
УправляющиеусилияIУправляющиеусилияIРис. 1. Схема подключения демпфера к рулевой iJповерхностиРис. 1. Схема подключения демпфера к рулевой iJповерхностиЖидкостные демпферы имеют определенную характеристику (зависимость усилия демпфирования Р от скорости перемещения и), сохраняющуюся постоянной только в узком диапазоне температур. При изменении температуры характеристика демпфера изменяется в связи с изменением вязкости рабочей жидкости. Особенно подвержены влиянию температуры демпферы с линейными характеристиками Р = kv, у которых перепуск рабочей жидкости
Управляющиеусилия
I
Управляющиеусилия
I
Рис. 1. Схема подключения демпфера к рулевой iJповерхности
Рис. 1. Схема подключения демпфера к рулевой iJповерхности
в регулирующем элементе осуществляется при ламинарном течении жидкости.
Существенное искаже
ние характеристики демпфера происходит за счет сухого трения в уплотнениях.
Если необходимо иметь демпфер со стабильной характеристикой в широком диапазоне .температур, например, противофлаттерные демпферы или демпферы для серворулевого управления самолетов, приходится применять систему искусственного поддержания расчетной температуры^или терморегулирующие устройства, обеспечивающие изменение размера проточного канала регулирующего элемен
та при изменении температуры и, следовательно, вязкости жидкости. Кроме того, линейную характеристику можно получить применением клапана или золотника с переменным профильным отверстием.
Рассматриваемый ниже демпфер разработан для конструктивного и экспериментального исследования возможности использования его в качестве противофлаттерного устройства для поверхностей управления самолета. Поскольку применяемая в настоящее время весовая балансировка поверхностей управления составляет значительный вес, то замена ее легкими и надежными демпферами
представляет интерес.
Схема подключения демпфера к рулевой поверхности показана на рис. 1.
Специфическим требованием для таких демпферов является необходимость обеспечения заданной линейной характеристики в диапазоне температур от —60 до 100° С и более. Для сохранения чувствительности управления демпфер не должен создавать заметного увеличения трения в проводке управления, т. е. характеристика демпфера Р = kv должна проходить через начало координат графика Р — и.
Возможность использования гидравлического демпфера >тв каждом случае определяется сравнением необходимой по условиям предотвращения флаттера характеристики демпфера и допустимого повышения усилия на органе управления при заданной максимальной скорости перемещения рулевой поверхности.
Конструкция разработанного демпфера показана на рис. 2.
Демпфер выполнен в виде цилиндра 1 с поршнем 2, изготовленным совместно с проходным штоком. Присоединение демпфера к неподвижной части механизма осуществляется за ушко, ввернутое в торец стакана 7. К подвижной части механизма присоединяется ушко, ввернутое в шток. Рабочая камера цилиндра по торцам закрыта крышками 5; в каждой крышке шайбами 6 закреплены сильфоны 8, выполненные из маслобензостойкой резины с защитным тканевым покрытием 'или покрытием из фторопласта. Вторая часть каждого сильфона крепится на штоке. (Так как внешняя герметизация рабочей жидкости в демпфере осуществляется только по неподвижным соединениям, то она может быть выполнена весьма надежно, г На внутренней части каждой крышки установлены легкие клапаны 4\ внутренние полости сильфонов сообщены между собой сверлением в штоке.
Демпфер заполняется жидкостью, имеющей относительно небольшое изменение
Рис. 2. Демпфер: цилиндр; 2 — поршень; 3 — клапан; 4 —клапан для компенсации утечек; 5 — крышка; 6—шайба; 7—стакан; 8—сильфонРис. 2. Демпфер: цилиндр; 2 — поршень; 3 — клапан; 4 —клапан для компенсации утечек; 5 — крышка; 6—шайба; 7—стакан; 8—сильфонIIвязкости в диапазоне эксплуатационных
Рис. 2. Демпфер: цилиндр; 2 — поршень; 3 — клапан; 4 —клапан для компенсации утечек; 5 — крышка; 6—шайба; 7—стакан; 8—сильфон
Рис. 2. Демпфер: цилиндр; 2 — поршень; 3 — клапан; 4 —клапан для компенсации утечек; 5 — крышка; 6—шайба; 7—стакан; 8—сильфон
I
I
температур, например керосином ТС-1 ГОСТ 10227-62 (с вязкостью 1,6—20 сст при температурах +15-7-50° С), из которого тщательно, при помощи нагрева и вакуумирования удаляется растворенный воздух.
В поршне смонтированы четыре клапана 3. Два клапана пропускают жидкость из полости С в полость В и два — в обратном
направлении.
При перемещении штока демпфера влево со скоростью и рабочая жидкость из камеры С вытесняется в камеру В через клапаны 3
ней части правого сильфонаней части правого сильфонаРис. 3. Шариковый клапанРис. 3. Шариковый клапани через кольцевой зазор между поршнем и цилиндром. Из внутрен
ней части правого сильфона
ней части правого сильфона
Рис. 3. Шариковый клапан
Рис. 3. Шариковый клапан
жидкость перетекает по сверлению в поршне в левый сильфон и через клапан 4 поступает в камеру В, компенсируя утечку жидкости из рабочей камеры С по зазору между штоком и крышкой.
Расходы по зазорам между цилиндром и поршнем и между крышкой и штоком невелики. Жидкость между сильфонами пропускается
через широкий канал, поэтому характеристика демпфера определяется главным образом клапанами 3.
В достаточной степени линейная характеристика получается при использовании шариковых клапанов с пружиной постоянной
жесткости.
В демпфере установлены четыре одинаковых клапана — два для пропуска жидкости при движении штока в одном направлении и два — для пропуска в обратном направлении. Диаметр шарика 6 мм, жесткость пружины 1,2 кПмм (рис. 3). Для того чтобы характеристика клапана проходила через начало координат, необходимо выполнять клапаны с нулевым начальным прижатием к седлу. Оказалось более удобным устанавливать клапаны с поджатием ~0,1 мм и выполнять в поршне отверстие 0 1 мм для обеспечения ламинарного перетекания жидкости при малых скоростях перемещения. При этом получали четкую характеристику демпфера в начале координат и—Р.
Полученные характеристики демпфера имели отклонение от заданной линейной не более чем на 5%; это отклонение можно уменьшить подбором и подгонкой клапанов 3. Для заполненного керосином ТС-1 демпфера характеристика сохранялась стабильной в диапазоне температур +50 -.—60° С.
Можно получить и другие характеристики демпфера, например линейную со смешением (рис. 4, а, б) при шариковых клапанах с начальным поджатием или квадратичную (рис. 4, в) при установке дросселя постоянного сечения.
Определенный интерес представляют клапанные и золотниковые дроссельные устройства, в которых с^изменением^давления
по определенному закону изменяется проходная площадь за счет профильных проточек или щелей. Применение таких устройств позволяет получить разные формы кривых Р = / (Q), например,
Рис. 4. Характеристики демпфера:Рис. 4. Характеристики демпфера:а — линейная; б — линейная несимметричная; в — квадратичная; г — обратная параболаа — линейная; б — линейная несимметричная; в — квадратичная; г — обратная парабола
Рис. 4. Характеристики демпфера:
Рис. 4. Характеристики демпфера:
а — линейная; б — линейная несимметричная; в — квадратичная; г — обратная парабола
а — линейная; б — линейная несимметричная; в — квадратичная; г — обратная парабола
Рис. 6. Профилированная щель выносного клапанаРис. 6. Профилированная щель выносного клапана
Рис. 6. Профилированная щель выносного клапана
Рис. 6. Профилированная щель выносного клапана
в виде обратной параболы (рис. 4, а), с переменным законом изменения и др.
В процессе обработки демпфера исследована возможность применения золотниковых дроссельных клапанов. Клапаны были вы-
Рис. 5. Демпфер с вынесенными клапанами
несены из полости демпфирующего цилиндра (рис. 5); профильная щель профрезеровывалась на золотнике (рис. 6).
Профиль щели для линейной зависимости Р = CQ был рассчитан на основе уравнения расхода при турбулентном течении
Q = р/ V2^
и уравнения пружины
PS = кх, где S — площадь торца золотника;
х — ход;
к — жесткость пружины.
В предположении постоянства коэффициента расхода ц получаем зависимость площади сечения золотника от его перемещения, т. е. закон профилирования (см. рис. 6):
/ = q Vx, где
Клапаны с профильными щелями испытывали на масле АМГ-10, и при / = 20° С они имели строго линейные характеристики, совпадающие с заданной. Проливки клапанов при / = —50-:—60° С
Рис. 7. Стеид для снятия характеристик демпфера: / — силовой цилиндр; 2 — демпфер; 3 — пластина; 4 — электросекундомер; 5 — подвижный контакт; б — груз;7 — замокРис. 7. Стеид для снятия характеристик демпфера: / — силовой цилиндр; 2 — демпфер; 3 — пластина; 4 — электросекундомер; 5 — подвижный контакт; б — груз;7 — замок
Рис. 7. Стеид для снятия характеристик демпфера: / — силовой цилиндр; 2 — демпфер; 3 — пластина; 4 — электросекундомер; 5 — подвижный контакт; б — груз;
7 — замок
Рис. 7. Стеид для снятия характеристик демпфера: / — силовой цилиндр; 2 — демпфер; 3 — пластина; 4 — электросекундомер; 5 — подвижный контакт; б — груз;
7 — замок
показали, что характеристика, оставаясь близкой к линейной, перемещается вверх по оси ординат на 100—150% по сравнению с первоначальной. Для обеспечения постоянства характеристики демпфера с золотниковыми клапанами в широком диапазоне температур можно применить специальные терморегуляторы, изменяющие проходные сечения на клапанах с изменением температуры, или ввести обогрев демпфера. Однако такие системы более сложные, чем системы с демпфером, имеющим шариковые клапаны.
Демпфер испытывали на стенде (рис. 7), где нагружение производилось грузами 6. Скорость движения штока определяли по вре- мени'прохождения подвижного контакта 5 по пластине 3; время 368
отсчитывал электросекундомер 4, работающий на частоте 50 гц, т. е. обеспечивалась точность измерения до 0,02 сек.
Грузы поднимались гидроцилиндром 1; стенд запускался при открытии замка 7.
Положение и длина контактной пластины должны были обеспечивать измерение при установившейся скорости перемещения штока.
Участок разгона определяли из уравнения движения системы „ ids d2s ~
F где tn =масса груза;
Р k =коэффициент, определяющий крутизну характе
ристики.
В результате решения уравнения имеем: путь разгона
время разгона
Го - к .
Для демпфера с характеристикой, показанной на рис. 4, а, величины были проверены осциллографированием и составили:
F в кГ 100 200 300
So в см .0,20,82
Для исследования стабильности характеристики демпфера при длительной работе были проведены ресурсные испытания, в процессе которых было сделано 1,8-10s двойных ходов золотника. На протяжении первых 5-Ю4 двойных ходов усилие демпфирования снизилось на 25—30% в основном из-за усадки пружин в клапанах. При дальнейшей работе изменений характеристики не было.
Такое изменение зависит от качества пружин и не является характерным для шариковых клапанов.
24 ВНИИГидропривод 833
П. И. Бландов
ПРОКРУЧИВАНИЕ УПРУГО-ЭЛАСТИЧНОГОУПЛОТНИТЕЛЬНОГО КОЛЬЦА
В ГИДРОПРИВОДЕ ПОСТУПАТЕЛЬНОГО ДВИЖЕНИЯ
В гидравлических машинах в качестве уплотнительного элемента применяются резиновые кольца круглого поперечного сечения (рис. 1) с хорошими характеристиками по герметичности, трению и износу. Однако нередки случаи неудовлетворительной работы уплотнительного кольца, допускающего утечки, повышение трения при нормальных условиях эксплуатации.
Имеются предположения, что одной из причин, мешающих стабильной работе уплотнительного кольца, является его свойство прокручиваться в канавке под действием контактных сил и принимать нерабочее положение.
Наблюдения над снятыми с эксплуатации кольцами показывают, что нередко кольца прирабатываются в искаженном закрученном состоянии (рис. 2) и поэтому не обеспечивают необходимых требований.
Приближенное решение общей задачи прокручиванияупруго-эластичного тора
Рассмотрим работу тора из упруго-эластичного материала (рис. 3) достаточно малой (с точки зрения расчетных допущений) кривизны, нагруженный распределенным по периметру внешним моментом т. Допустим, что:
тор прокручивается равномерно по всему периметру, т. е. угол прокручивания <р в любом его сечении одинаковый;
сечение тора сохраняется плоским и недеформированным;
геометрические размеры тора остаются при прокручивании неизменными.
Препятствует прокручиванию момент упругих сил тупр, возникающий в материале тора.
Прокрученное состояние тора определяется равенством внешних и внутренних моментов:
М = Ммпр; )
т = mynp. J
Рис. 1. Схема уплотнения резиновыми кольцами круглого сечения
Рис. 2. Фотография приработавшегося в закрученном состоянии уплотнительного кольца
Связь полного и распределенных моментов определяется равенством
т dMunp.
*'*упр•V4
где М — момент внешних сил;
Мдпр — полный момент упругих сил;
т и тцпр — распределенные моменты внешних и упругих сил; / — периметр тора по среднему радиусу.
При постоянном значении внешнего момента
тупр =тупр =Мупр 2л/?0 *Мупр 2л/?0 *
тупр =
тупр =
Мупр 2л/?0 *
Мупр 2л/?0 *
где /?0 — средний радиус тора.
Расчет момента внутренних сил тора Мипр
Поворот сечения тора на угол <р вызывает растяжение одной его половины и сжатие другой.
Область растяжения отделяется от области сжатия в поперечном сечении тора нейтральной линией bY—Z>n отклоненной на угол
Рис. 4. Схема смещения нейтральной линии b—b в поперечном сечении тора при его прокручиванииРис. 4. Схема смещения нейтральной линии b—b в поперечном сечении тора при его прокручивании
Рис. 4. Схема смещения нейтральной линии b—b в поперечном сечении тора при его прокручивании
Рис. 4. Схема смещения нейтральной линии b—b в поперечном сечении тора при его прокручивании
-у- от начального (ненагруженного) положения (рис. 4) и проходящей через центр сечения
Рассмотрим область растяжения тора. Начальное положение некоторой элементарной площади dF на сечении тора в его непро- вернутом положении было в точке а (рис. 5). После прокручивания на угол <р элементарная площадка переместилась в положение а'.
Это допущение. В действительности нейтральная линия не проходит через центр сечення, а смещена в сторону растянутой зоны.
372
Положение площадки можно определить следующими уравнениями:
до прокручивания
Ra = Ro — QCOS^а);(4)
в результате прокручивания
Ra' =Ro — QCOS^-|-4- а),(5)
где Ra — расстояние от оси тора до начального положения площадки;
Ra- — расстояние от оси тора до нового измененного положения площадки;
Q — радиус, определяющий положение площадки в сечении тора;
а — угол радиуса р с нейтральной осью Ьг—Ьх.
Рис. 5. Изменение положения элементарной площадки в сечении тора при его прокручивании (область растяжения волокон):
Л—точка приложения равнодействующей растягивающих сил
Приращение радиуса при перемещении площадки из положения а в положение а! будет
А/? = Ra' — Ru = Q [cos^a) —cos (-^- + “)] •(6)
373
Длина кольцевой нити тора в ненапряженном состоянии 1а = 2л Ra.(7)
Длина нити после проворачивания тора на угол ср:
1а- = 2^Ra-.(8)
Приращение нити
А/ = la- — 1а = 2 яр [cos (-|a)—cos (-5- | «)]•(9)
Относительное удлинение нити
Величина элементарной площадки dF = pdpda, где dp и da — приращение радиуса р и угла а.
Напряжение в нити тора можно выразить формулой о=%Е,(11)
где Е — модуль упругости материала тора.
После подстановки значения ер из уравнения (10) получим / ср\/ ф \
cos I -Л а 1 — cos ( -Л- + а I
о =7\ - •<12>
Ro — ecos I -2al
В сжатой области сечения тора при его прокручивании на угол <р некоторая элементарная площадка dF переместилась из начального положения а в положение а' (рис. 6).
Для этого случая
Ra = Ro + ecos (-|-— a),(13)
так как
Ra- = До QCOS [-^- 4 a),(14)
следовательно,
АД = Ra' — Ra = Q [cos(-|- 4- a) —cos(-|a)] ;(15)
А/ = lQla 2лр [cos[-|- 4- a^ —cos a^ .(16)
Относительное укорочение нити
Рис. 6. Изменение положения элементарной площадки в сеченнн тора при его прокручивании (область сжатия волокон):Рис. 6. Изменение положения элементарной площадки в сеченнн тора при его прокручивании (область сжатия волокон):(17)(17)
Рис. 6. Изменение положения элементарной площадки в сеченнн тора при его прокручивании (область сжатия волокон):
Рис. 6. Изменение положения элементарной площадки в сеченнн тора при его прокручивании (область сжатия волокон):
(17)
(17)
Л — точка приложения равнодействующей сжимающих сил
Напряжение сжатия в элементарной площадке
cos^сок = Eqcos^сок = Eq(18)(18)
cos
^сок = Eq
cos
^сок = Eq
(18)
(18)
Сравнение напряжений растяжения и сжатия [см. уравнения (12) и (18)] в элементарных площадках, симметрично расположенных относительно центра сечения тора (см. рис. 5 и 6) при угле прокручивания ф, показывает, что
|ар|>|осж|.(19)
Это объясняется тем, что начальные длины волокон растянутой и сжатой зон не равны между собой [см. равенства (4) и (13)],
375
следовательно, не равны относительные удлинения [см. уравнения (10) и (17)] и напряжения.
Неравенство (19) показывает нелинейность закона распределения напряжений в сечении тора при его прокручивании. Очевидно ,d г
также, что чем больше относительная толщина тора -у— = -5—, тем больше будет это неравенство.
Учитывая сложность решений некоторых уравнений, а также для упрощения расчета ограничимся приближенным решением, справедливым для ограниченного количества задач с малым отно- d
шением -у-, типичным для уплотнительных колец гидропневмоустройств.
Для таких задач можно предположить начальные значения всех сжимающих и растягивающих волокон тора равными средней величине
1а = 2л/?0, и тогда в уравнениях (10), (12), (17) и (18) в знаменателе будет величина Ro.
При этом допущении в тех же симметричных точках сечения тора | Стр | = | осж|, нейтральная линия будет проходить через центр круга, растягивающие и сжимающие тор силы будут равны по абсолютным значениям
Рр = -Рсж-(20)
Учитывая эти упрощения, находим: элементарную силу на площадке
dPp = opdF = -^ [cos (уа) — cos(-^-+ а)] rig da (21) и полную силу растянутой зоны
л г
Рр= И ^[^(“Г —°)-cos ("Г + “)] deda- <22^
Элементарный момент силы dPp относительно оси Ох:
dMpx = dP^ sin ( -^- + « )(23)
или
dMpx = ^cos ——cosх
X sin f-y + а\ dQ da.(24)
Полный момент относительно оси Ох растягивающих сил выразится двойным интегралом
Л г
^ = n^[cos(4-a)~cos(lH-a)]хо о
X sin (-у + а ^ dp da,(25)
где г — радиус сечения тора.
Расстояние от точки приложения равнодействующей растягивающих сил до оси Ох (см. рис. 7) найдем из равенства
Момент силы Рр относительно оси Оу:
Мрн = J f -^-[cos (-у- — а) — cos + а)1 X о О
X COS (-|- + aj dQ da.(27)
Расстояние от оси Оу до точки приложения силы
Из уравнения (20) следует, что
Мрх = МсЖ х;) м =м(29)
iV1py lvlcotc у )
и, следовательно,
I Усж I | Ур |; 1
1 = ^,1, jW
где М-сжх — момент сил сжатой зоны относительно оси Ох; МсЖу — момент сил сжатой зоны относительно оси Оу;
Усж, Ур, хсж, хр — координаты точек приложения сил Рр и РсЖ (рис. 7).
Элементарные радиальные компоненты сил Рр и РсЖ.
dNp =—dNcm. Ppdb.(31)
Длины участков приложения сил dNp и (1МСЖ (рис. 7):
dl6 ^- dlp dlcMC %Rodb.(32)
377
Радиальные усилия (на единицу длины), действующие на тор:
~ Рр
сжпог " ^Рпог - dip ~ Ro '
(33)
В результате действия сил Np и Мсж^ возникает момент внутренних сил, противодействующий прокручиванию тора:
iriynp рпогур + Мсж^сж — 2N рпогУр-(34)
Заменяя значения ND рпоа
из уравнения (33) и учитывая выражение (26), имеем
munp — Ro — Ro ' (35)
Рис. 7. Схема образования радиальных сил в растянутой и сжатой
зонах сечения тора
Величина момента Мрх определится после интегрирования равенства (25):
,, лЕг4 .
Подставляя значение Мрх в уравнение (35), находим nEd4 .
и на основании равенства (3) имеем ..л2 Ed4 .
Возьмем производную ^Р- и определим угол фКр, приром величина тупр будет иметь максимальное значениеdmynp лЕй4
—з— = 5-COSQ) = О,^<Р64^2*
(36)
(37)
(38)
кото-
отсюда
<ЫР= 90°.
(39)
Оказывается, если внешние силы способны провернуть тор на 90°, то они будут достаточными, чтобы провернуть его на любой больший угол.
Из уравнений (1), (37) и (38) можно определить угол прокручивания
(40)(40)W1^. 32/?0Л1
(40)
(40)
Ф = агс51П^Ы^ И Ф = arcsm ^ЁЗГ ‘
Экспериментальная проверка угла прокручивания торана резиновом уплотнительном кольце круглого сечения
Зависимость угла = 9,14 X 41,58 льм,Зависимость угла = 9,14 X 41,58 льм,прокручивания резинового тора (d X Dea = резина 98-1) от величины приложенного момента М = Мупр проверяли экспериментально на установке, схема которой изображена на рис. 8.Момент внешних сил и груз G определяются из уравнений:прокручивания резинового тора (d X Dea = резина 98-1) от величины приложенного момента М = Мупр проверяли экспериментально на установке, схема которой изображена на рис. 8.Момент внешних сил и груз G определяются из уравнений:(41)(41)nnРис. 8. Схема экспериментальной установки для замеров угла прокручивания резинового кольца:Рис. 8. Схема экспериментальной установки для замеров угла прокручивания резинового кольца:Крепление верхней нитиКрепление верхней нитиКрепление нижней нитиКрепление нижней нитиРис. 9. Экспериментальная (/) и теоретическая (2) кривые момента упругих сил резинового кольцаРис. 9. Экспериментальная (/) и теоретическая (2) кривые момента упругих сил резинового кольцаа — крепление верхней нити; б — крепление нижней нити; 1 — верхняя опора; 2 — резиновое уплотнительное кольцо (тор из резины 98*1); 3 — подвеска груза; 4 — капроновые нити (12 нитей по периметру); 5 — угломер;6 — игла*а — крепление верхней нити; б — крепление нижней нити; 1 — верхняя опора; 2 — резиновое уплотнительное кольцо (тор из резины 98*1); 3 — подвеска груза; 4 — капроновые нити (12 нитей по периметру); 5 — угломер;6 — игла*
Зависимость угла = 9,14 X 41,58 льм,
Зависимость угла = 9,14 X 41,58 льм,
прокручивания резинового тора (d X Dea = резина 98-1) от величины приложенного момента М = Мупр проверяли экспериментально на установке, схема которой изображена на рис. 8.
Момент внешних сил и груз G определяются из уравнений:
прокручивания резинового тора (d X Dea = резина 98-1) от величины приложенного момента М = Мупр проверяли экспериментально на установке, схема которой изображена на рис. 8.
Момент внешних сил и груз G определяются из уравнений:
(41)
(41)
n
n
Рис. 8. Схема экспериментальной установки для замеров угла прокручивания резинового кольца:
Рис. 8. Схема экспериментальной установки для замеров угла прокручивания резинового кольца:
Крепление верхней нити
Крепление верхней нити
Крепление нижней нити
Крепление нижней нити
Рис. 9. Экспериментальная (/) и теоретическая (2) кривые момента упругих сил резинового кольца
Рис. 9. Экспериментальная (/) и теоретическая (2) кривые момента упругих сил резинового кольца
а — крепление верхней нити; б — крепление нижней нити; 1 — верхняя опора; 2 — резиновое уплотнительное кольцо (тор из резины 98*1); 3 — подвеска груза; 4 — капроновые нити (12 нитей по периметру); 5 — угломер;
6 — игла*
а — крепление верхней нити; б — крепление нижней нити; 1 — верхняя опора; 2 — резиновое уплотнительное кольцо (тор из резины 98*1); 3 — подвеска груза; 4 — капроновые нити (12 нитей по периметру); 5 — угломер;
6 — игла*
Экспериментальная кривая изменения момента упругих сил испытуемого кольца по углу прокручивания показана на рис. 9.
379
Для сравнения там же показаны расчетные кривые, подсчитанные по уравнению (38).
Средняя величина модуля упругости данной партии резины 98-1 определена экспериментально Еср = 350 н/см2.
Сравнение теоретической и экспериментальной кривых показывает совпадение закономерности процесса при некоторых количественных отклонениях, что естественно для резин, не обладающих стабильными характеристиками.
Влияние насосного действия штока на величину давленияв уплотнительной канавке
Уплотнительная канавка гидравлического агрегата поступательного движения отделена от рабочей полости буртиком высотой /. Буртик выполняет функции буксы и соединен с подвижной деталью посадкой с зазором о (рис. 10, а).
Рис. 10. Схема истечения жидкости через щель в каиавку (прямой ход) и из канавки (обратный ход штока)
В результате действия вязкостного трения движущаяся относительно канавки стенка увлекает за собой ближайшие слои жидкости и в зависимости от направления движения нагнетает или ослабляет давление в канавке уплотнительного кольца. Возникающий при этом перепад давления между рабочей полостью и канавкой вызывает течение жидкости в сторону пониженного давления, т. е. по направлению или против движения стенки. На рис. 10 показаны возможные схемы перетекания жидкости в канавку и обратно при различных направлениях движения стенки.
Рассмотрим задачу расчета давления Ру в уплотнительной канавке и время / его нарастания от насосного действия подвижной стенки (применительно к силовому цилиндру поступательного движения). При этом примем геометрические размеры щели, скорость движения стенки (штока) ист, вязкость и сжимаемость рабочей жидкости постоянными. Движение жидкости в щели рассматривается неустановившимся, ламинарным, одномерным и совпадающим с направлением образующих стенки.
Согласно уравнению равновесия давление в уплотнительной канавке:
при нагнетании (прямой ход штока, см. рис. 10, б, в)
Ру = Рст.пх + Ро-^Рин,(42)
при разгрузке канавки (обратный ход, см. рис. 10, г, д)
Ру = РО-Рст.ох + ^Ри„,(43)
где Рст. пх — давление, создаваемое насосным действием подвижной стенки на прямом ходе при постоянной скорости штока ист.пх, вязкости р и посадочных зазорах 6;
Рст. ох — давление от подвижной стенки на обратном ходе при скорости штока ист.ох.
При заданных условиях
Рст- пх Const
И
Рст. ох = СОП51;
Ро — давление в рабочей полости агрегата, примыкающей к посадочному зазору;
^Pua — давление инерционных сил жидкости.
63 dPy\ _ .„ , nD = 0, 12ц dy) “<63 dPy\ _ .„ , nD = 0, 12ц dy) “<по высоте зазора;Ру-Р»/по высоте зазора;Ру-Р»/(44)(45)(44)(45)Значения Рст.пх и Рст.ох определяются из известного уравнения расхода через щель с подвижной стенкой при Q = 0:
63 dPy\ _ .„ , nD = 0, 12ц dy) “<
63 dPy\ _ .„ , nD = 0, 12ц dy) “<
по высоте зазора;
Ру-Р»
/
по высоте зазора;
Ру-Р»
/
(44)
(45)
(44)
(45)
dPy
где изменение давления
ИdPy _
dy —
Уравнению (44) соответствует максимальное давление в канавке и нулевое значение инерционных сил ^Риа = 0), и, следовательно, Р _ р Р А
1 ст. пх 1 у max J 0,.,
р -Р-Р(46)
ст- ох 2 01 у mtn* )
Из совместного решения равенств (44), (45) и (46) имеем
I 6p.Ucm.пх^
(47)(47)ст- пх^2,
(47)
(47)
) 6pUcm- ох1
ст. охда
Давление инерционных сил выражается через изменение расхода
™/ dtdt ’v ’
381381833
381
381
где q — плотность рабочей жидкости; у дх const;
/ — площадь щели по поперечному сечению; Вщ — диаметр щели;
/ — высота щели (см. буртик на рис. 10); dQ
-^изменение расхода через щель.
Рис. 11. Идеализированная схема скоростей движения поршня и соответствующая им типовая диаграмма изменения давления в канавке
Подставим в уравнения (42) и (43) значения ^Рин из выражения (48), Ряти и Рд min из равенств (46) и получим уравнения движения жидкости в дифференциальной форме:
при нагнетании
^^Г=+(^-^тах);(49)
при разгрузке
а4г=-(^-^™п)-(50)
Решение уравнений (49) и (50) рассмотрим для идеализированной схемы (рис. 11, a—б), в которой предполагается мгновенное изменение знака и величины скоростей штока при перемене хода.
Задача о нагнетании давления в канавку
При движении стенки (штока) на прямом ходе со скоростью уст. пх в полость канавки за время di поступает объем жидкости 382
dUnep и обжимается вместе с жидкостью в канавке дополнительным давлением dPy:
AU пер = А [^UM фу - PHaj + 02^пл (Ру - Р^ + dUce, (51)
где (/^ — объем жидкости в канавке;
Uytu — объем уплотнительного кольца;
duce — изменение свободного объема под уплотнительным кольцом за счет его заполнения материалом кольца при повышении давления;
Uce — свободный объем под кольцом, встречается в уплотнениях круглого сечения и других специфических форм;
0! — коэффициент обжатия жидкости;
02 — коэффициент обжатия уплотнительного материала. Принимаем изменение свободного объема пропорциональным нарастанию давления
dUce = ^3UKaH dPy,(52)
где 0з — коэффициент пропорциональности, характеризующий уплотнение (форму и материал);
Ukqh — объем уплотнительной канавки.
Разделим обе части равенства (51) на dt и, предполагая неизменяемость объемов U,,,. и иуПл, получим
-^- = №« + ^иупл + 03^а J;(53)
в упрощенных обозначениях
Т =(54)
Здесь
К = (Р1^ж + ^1U упд + Рз^кан)-
Принимая во внимание, что
dU пер-.
находим dQ dip „
-dF = K^.(55)
Заменим -^- в уравнении (49) значением из равенства (55) и введем обозначения
Р = Ру-Рути;(56)
А =(57)
383
(58)(58)(59)(59)^ --CXV Ае^А‘_сгУАе VAt^ --CXV Ае^А‘_сгУАе VAt(60)(60)
(58)
(58)
(59)
(59)
^ --CXV Ае^А‘_сгУАе VAt
^ --CXV Ае^А‘_сгУАе VAt
(60)
(60)
В результате получимd2^др _ оdp
Интегрирование этого равенства дает
Р = CteVAt +с2е- VAt",
Граничные условия
1. В начальный навке Ру = Ру тХп р = р р г 1 у1 у max1. В начальный навке Ру = Ру тХп р = р р г 1 у1 у maxмомент времени при / = 0 давление в ка-
1. В начальный навке Ру = Ру тХп р = р р г 1 у1 у max
1. В начальный навке Ру = Ру тХп р = р р г 1 у1 у max
Ру min Ру max Уст- ох Н Рст. пх)'
При равенстве давлений Ру — Ро t/ . р_ р р рр
L11 01 о1 ст. пх1 ст- пх*
При давлении Ру = Рутах
= оо; Р = Ру-Рутах = 0',=
Определение коэффициентов Сх и С2
Сх-рСй = -фст.0Х-РРст.пх)'
Из уравнений
C16" + С2е"” = 0;
с16” — С2е"” = 0
С1 = 0С1 = 0следует что
С1 = 0
С1 = 0
и
С 2Уст- ох + Рст. пх)-
В результате подстановки значений С\ и С2 в равенство (59) имеем
(61)(61)(62)(62)р =(р д_рVAt
(61)
(61)
(62)
(62)
V ст. ох ст. пх) °
и, следовательно,
Ру Рст. пх 1 Pq Уст. ох + Рст. пх.
Время (61):Время (61):повышения давления в канавке найдем из уравненияповышения давления в канавке найдем из уравнения/ =InV а/ =InV аРР(^ст. ох А" Рст. пх) 1(^ст. ох А" Рст. пх) 1(63)(63)
Время (61):
Время (61):
повышения давления в канавке найдем из уравнения
повышения давления в канавке найдем из уравнения
/ =InV а
/ =InV а
Р
Р
(^ст. ох А" Рст. пх) 1
(^ст. ох А" Рст. пх) 1
(63)
(63)
^о^о1VA1VAРcm. пхРст. ох ~ Рст. пхРcm. пхРст. ох ~ Рст. пх(64)(64)
^о
^о
1
VA
1
VA
Рcm. пх
Рст. ох ~ Рст. пх
Рcm. пх
Рст. ох ~ Рст. пх
(64)
(64)
(65)(65)tnx —In 0 = ОО.
(65)
(65)
(66)(66)Для расчетов можно принять
(66)
(66)
Максимальное давление в канавке возникает при /= со
р1 у maxр1 у max^V^maix^d2^V^maix^d2(67)(67)
р
1 у max
р
1 у max
^V^maix^d2
^V^maix^d2
(67)
(67)
Задача о разгрузке канавки
При обратном движении штока под насосным действием стенки жидкость будет перемещаться из канавки в рабочую полость (рис. 10, г—д).
Элементарный объем перетекшей жидкости за время dt равен
dUnep = d [Р^ (PHQ4 — Ру) + Рз^ (P нач
(68)(68)+ ^КаЛРнаЧ-Ру)]
(68)
(68)
и соответственно
пер у = "dtпер у = "dtdP„ = -K-ZFdP„ = -K-ZF(69)(69)dt ~dt ~ФРуdPФРуdP(70)(70)
пер у = "dt
пер у = "dt
dP„ = -K-ZF
dP„ = -K-ZF
(69)
(69)
dt ~
dt ~
ФРуdP
ФРуdP
(70)
(70)
(71)(71)Заменяем -^- в уравнении (50) его значением из равенства (70), вводим обозначение
(71)
(71)
P = (Pv-Pym^
и, учитывая выражение (57), получаем уравнение (58), общее решение которого выражается равенствами (59) и (60).
Граничные условия
В начальный момент времени (/ = 0): р — р = р
1 у 1 нач1 у max»
* Ру max *у min "cm-nxv^cm-ox*
При равенстве давлений Рд = Ро
= ^oJ Р = Ро (Ро Ppm. ох) = Рст- ох-
25 ВНИИГидропривод 833
При давлении Ри = РитХп
иГ и
t = oa, Р = РутХп — РтХп = О; -^ = 0.
Постоянные интегрирования по аналогии с задачей прямого хода равны
^ = 0;
^2 ^ст. пх 4“ Рст. ох и, следовательно,
P-(PCm.nx + Pcm.oxV'V^^(72)
Ру (^оР cm. ox) “h (Р cm. пх "V ^ ст. ох) ^
Время разгрузки канавки:
t 1 ! Р
У" А Рст. пх + Рст. ох ’
/1 и.Рст-ох •
0V"АРст. пх *Р Рст. ох ’
tox = — -7=- In 0 = ОО.
V А
Для расчетов можно пользоваться уравнением (66).
Минимальное давление в канавке возникает при tox = оо
I р 6рист, 0Х1 у min “о^2
(73)(74)(75)(76)(73)(74)(75)(76)(77)(77)Влияние времени перекладки золотника
(73)
(74)
(75)
(76)
(73)
(74)
(75)
(76)
(77)
(77)
Перекладка золотника для изменения направления скорости штока происходит обычно гораздо медленнее стабилизации давления в канавке; следовательно, переходный режим давлений определяется временем перекладки, в течение которого изменение давления в канавке можно считать выраженным уравнением (47) при переменных значениях скоростей штока ист. пх(1) и ист.ох (t):
Уст. пх W = Уст. пх 008 ( Л -ч ) ;
77 \(78)
Уст. ох ^ = Уст. вх^ ( Л ) ,
\1 вол /
гДе ^зол — время перекладки золотника.
Подставляя равенства (78) в уравнение (47), получим выра-
жение изменения давлений от насосного действия стенки во время
перекладки золотника:р = 1 ст.пхперекладки золотника:р = 1 ст.пх6рДст. nxl COS ^ Л -^—б56рДст. nxl COS ^ Л -^—б5Р =1 ст. охР =1 ст. ох0ЦУст. oxi COS ( Л — \ I зол0ЦУст. oxi COS ( Л — \ I зол(79)(79)
перекладки золотника:
р = 1 ст.пх
перекладки золотника:
р = 1 ст.пх
6рДст. nxl COS ^ Л -^—б5
6рДст. nxl COS ^ Л -^—б5
Р =
1 ст. ох
Р =
1 ст. ох
0ЦУст. oxi COS ( Л — \ I зол
0ЦУст. oxi COS ( Л — \ I зол
(79)
(79)
Уравнения (79) решаются последовательно: первое в диапазоне времени 0< / <-^-, второе в диапазоне -^-< / < 1аол.
В случае соизмеримых величин времени стабилизации давлений переходного режима и времени перекладки золотника задача значительно осложняется.
Определение коэффициентов plt 02 и 03
Коэффициенты сжимаемости жидкости 03 и уплотнительного материала 02 определяются опытами. Для жидкостей самолетных гидросистем в рабочем диапазоне давлений (до Р = 2000 нкм1^
0Х = (5ч-7) IO’6 см^н;
для резин
р2 = (2,5--4) IO"6 смНн.
Коэффициент сжимаемости р3 зависит от конструктивных форм уплотнительного устройства, характеристики материала и величины подкольцевого объема.
В общем случае коэффициент р3 определяется также опытами применительно к конкретной конструкции уплотнительного узла, однако в отдельных случаях он может быть приближенно рассчитан. Так, например, в уплотнениях прямоугольного сечения подкольцевой объем равен нулю, следовательно, для них рз = 0. Для уплотнений круглого сечения р3 также можно рассчитать.
Экспериментальная проверка насосного действия штока
Нами проведена экспериментальная проверка насосного действия штока, подтвердившая справедливость теоретического анализа, изложенного в работе. На рис. 12 и 13 показаны осциллограммы давления в уплотнительных канавках, а на рис. 14—16 — зависимости добавочного^давления в канавке от размеров щели 6, скорости движения стенки ист и высоты буртика /.
При определенных условиях колебания давлений в уплотнительных канавках под насосным действием подвижной стенки возникает прокручивание круглого уплотнительно кольца.
26*387
"I I I 1 I I I I I"I I I 1 I I I I IРис. 12. Осциллограмма давлений в канавке при постоянных значениях параметров: р = 0,561 • 10"4 н-секкм1; I = 2 сл; д = 7,0-10“3 см; сст. ох = = 14,7 см/сек; уст. пх = 17,6 см/секРис. 12. Осциллограмма давлений в канавке при постоянных значениях параметров: р = 0,561 • 10"4 н-секкм1; I = 2 сл; д = 7,0-10“3 см; сст. ох = = 14,7 см/сек; уст. пх = 17,6 см/сек
"I I I 1 I I I I I
"I I I 1 I I I I I
Рис. 12. Осциллограмма давлений в канавке при постоянных значениях параметров: р = 0,561 • 10"4 н-секкм1; I = 2 сл; д = 7,0-10“3 см; сст. ох = = 14,7 см/сек; уст. пх = 17,6 см/сек
Рис. 12. Осциллограмма давлений в канавке при постоянных значениях параметров: р = 0,561 • 10"4 н-секкм1; I = 2 сл; д = 7,0-10“3 см; сст. ох = = 14,7 см/сек; уст. пх = 17,6 см/сек
Рис. 13. Осциллограмма давлений в канавке с дренажным отверстием, соединяющим канавку с рабочей полостью агрегата (во избежание наложения графики Ро и Ру условно разнесены). Постоянные эксперимента: р = 0,492-10"4 н-сек/сл2;
I = 2 см; д = 7,0-10"3 см; уст. ох = 14,7 см/сек; уст пк = 17,6 см!сек
Рис. 14. Зависимость дополнительного давления в канавке от скорости движения стенки и высоты буртика (ц = 0,492 х X Ю"4 н.-сек1смг\ 6 = 7,0-10"3 ел);теоретические кривые; — о — Оэкспериментальные точки
Рис. 15. Зависимость дополнительного давления в канавке от скорости движения стенки и ширины щели (р = 0,492 х Х10"4 н-сек.1см\ / = 2,0 ел);теоретические кривые;
— О — оэкспериментальные точки
Рис. 16. Зависимость дополнительного давления в канавке от скорости движения стенки и ширины щели (ц = 0,492 • 10“ 4 и • сек/см1", I т- 2,0 ел);теоретические кривые; — о — О — —
экспериментальные точки
Наличие насосного эффекта в гидроприводе поступательного движения оказывает большое влияние и на всю работу уплотнительного узла и агрегата. Возникающие высокие давления в канавке способствуют ускоренному износу уплотнений, затягиванию их в посадочные зазоры и заеданию при движении пары.
Разряжение в канавке вызывает состояние кавитации. В процессе движения стенки возможно также засасывание воздуха из атмосферы и перенос его в систему. При пониженном давлении в канавке силы трения на подвижной стенке способны прокручивать кольцо.
Насосное действие подвижной стенки поступательных пар может проявляться не только в уплотнительных канавках, но и в любых объемах, заполненных жидкостью, которые соединены с посадочным зазором.
Для избежания вредного влияния насосного действия стенки на изменение давлений в уплотнительных канавках или других замкнутых объемах целесообразно соединять их с рабочей полостью агрегата дренажными отверстиями. Дренажные отверстия должны предусматриваться также и в защитных прокладках, предохраняющих уплотнение от выдавливания в зазоры.
Условия и механизм прокручивания уплотнительного кольцав канавке
Уплотнительное кольцо круглого поперечного сечения при двиУплотнительное кольцо круглого поперечного сечения при движении стенки при некоторых условиях под воздействием внешнихжении стенки при некоторых условиях под воздействием внешнихи внутренних сил способно прокру- -/ чиваться относительно собственнойX * 1П—Яхл / оси (рис. 17).и внутренних сил способно прокру- -/ чиваться относительно собственнойX * 1П—Яхл / оси (рис. 17).РоРоз-з-Условие прокручивания выражается неравенствомР е2Тпе>'МипрА5—л£>„, (80)Условие прокручивания выражается неравенствомР е2Тпе>'МипрА5—л£>„, (80)
Уплотнительное кольцо круглого поперечного сечения при дви
Уплотнительное кольцо круглого поперечного сечения при дви
жении стенки при некоторых условиях под воздействием внешних
жении стенки при некоторых условиях под воздействием внешних
и внутренних сил способно прокру- -/ чиваться относительно собственной
X * 1П—Яхл / оси (рис. 17).
и внутренних сил способно прокру- -/ чиваться относительно собственной
X * 1П—Яхл / оси (рис. 17).
Ро
Ро
з-
з-
Условие прокручивания выражается неравенством
Р е2Тпе>'МипрА5—л£>„, (80)
Условие прокручивания выражается неравенством
Р е2Тпе>'МипрА5—л£>„, (80)
Рис. 17. Схема нагруженияуплотнительного кольца в ка-навкеРис. 17. Схема нагруженияуплотнительного кольца в ка-навкегде Тп — сила трения на подвижной стенке;
Рис. 17. Схема нагруженияуплотнительного кольца в ка-навке
Рис. 17. Схема нагруженияуплотнительного кольца в ка-навке
е — глубина канавки;
Сила трения Та по подвижной стенке равнаСила трения Та по подвижной стенке равнаDn — диаметр подвижной стенки.
Сила трения Та по подвижной стенке равна
Сила трения Та по подвижной стенке равна
(81)(81)Тп = fPxnbnnDn,
(81)
(81)
где / — коэффициент трения;
Ьп — высота контактной поверхности уплотнения по подвижной стенке;
(82)(82)Рхп — контактное давление на подвижной стенке;
(82)
(82)
Рхп=Рхв+^-
РХо — начальное контактное давление за счет технических средств (натяг, прижим).
Из совместного решения уравнений (80), (81), (82) и (3) находим выражение начального контактного бокового давления, при котором начинается прокручивание кольца:
птыпр। п / е „ \
Рх« - Л , d \ ^Atfbn °Г(83)
fbneV+^)
Уравнение (83) показывает, что давление жидкости Рд в уплотнительной канавке повышает критическую величину начального бокового давления, а следовательно, препятствует прокручиванию. Наибольшая вероятность прокручивания возникает при нулевом давлении жидкости в канавке:
(84)(84)^упрfbne(\ ± -
(84)
(84)
В этом случае препятствует прокручиванию только момент упругих сил кольца.
Совместное решение уравнений (84) и (37) позволяет найти величину угла прокручивания ф уплотнительного кольца, если заданы его геометрические размеры, модуль Е и начальное контактное давление:
Ф = arcsinФ = arcsin64^Jb^(l ± -2^)nEd464^Jb^(l ± -2^)nEd4(85)(85)
Ф = arcsin
Ф = arcsin
64^Jb^(l ± -2^)nEd4
64^Jb^(l ± -2^)nEd4
(85)
(85)
Знак «+» перед слагаемым 2^ означает, что подвижной стенкой является цилиндр; знак «—» означает, что подвижной стенкой является шток.
Контактное давление уплотнительного кольца на стенку определяется опытами.
Ю. А. Носов рекомендует следующее выражение контактного
давления:
Рх„ = Awm,(86)
где ау — степень предварительного обжатия;
d — е d ;
Марка резины
Твердость по Шору
А в н/см2
ГП
98-1
В-14
55 70—72
210,5
342,0
0,49
0,52
Аиш—коэффициенты, харак-
теризующие резину.
1 £ Высота контактной поверхности кольца по опытам Ю. А. Но
(87)(87)сова
(87)
(87)
b = 3day.
Совместное решение уравнений (85), (86) и (87) дает другое выражение угла прокручивания кольца в зависимости отсу и характеристики резины:
192Дщт+1^е (1 ±
Ф = arcsin.(88)
Прокручивание уплотнительного кольца может быть частичным и полным. Частичное прокручивание в пределах, ограниченных
Рис. 18. Графики, показывающие увеличение угла прокручивания ф резинового кольца, размещенного между двумя цилиндрамиРис. 18. Графики, показывающие увеличение угла прокручивания ф резинового кольца, размещенного между двумя цилиндрамиторцовыми стенками канавки, наблюдается всегда. Проведенные нами опыты при Ря = 0 показали, что прокручивание имелось во всем рабочем диапазоне предварительных деформаций ® (рис. 18) при сухих и смазанных контактных поверхностях.
Рис. 18. Графики, показывающие увеличение угла прокручивания ф резинового кольца, размещенного между двумя цилиндрами
Рис. 18. Графики, показывающие увеличение угла прокручивания ф резинового кольца, размещенного между двумя цилиндрами
Торцовая часть канавки препятствует полному прокручиванию, из-за этого угол частичного прокручивания не превышает 30—40° (рис. 19).
Если прокручивание не ограничивается торцами канавки, то предельно возможная величина угла прокручивания выражается равенствами (85) и (88).
Прокручивание уплотни-
1 — линия прокручивания без проскальзыва- ТбЛЬНОГО КОЛЬЦЗ При ПОЧТИ имя; 2—линия действительного прокручивания
нулевом давлении жидкости
в канавке [см. уравнения (84), (85) и (88) ] может создаваться
Рис. 19. График, показывающий увеличение угла прокручивания ф резинового кольца, размещенного в типовой уплотнительной канавке:Рис. 19. График, показывающий увеличение угла прокручивания ф резинового кольца, размещенного в типовой уплотнительной канавке:насосным действием подвижной стенки. В этом случае, кроме
Рис. 19. График, показывающий увеличение угла прокручивания ф резинового кольца, размещенного в типовой уплотнительной канавке:
Рис. 19. График, показывающий увеличение угла прокручивания ф резинового кольца, размещенного в типовой уплотнительной канавке:
условия (80), необходимо, чтобы давление Ру в канавке изменялось в течение рабочего хода отусловия (80), необходимо, чтобы давление Ру в канавке изменялось в течение рабочего хода отР < Р'^крР < Р'^кр4 (Тпе Мупр^ле2 (On + Dr!4 (Тпе Мупр^ле2 (On + Dr!додоР Р и / УгкрР Р и / Угкр2 (Тп + Т^ ле (Dn + О„) ’2 (Тп + Т^ ле (Dn + О„) ’(89)(90)(89)(90)Рис. 20. Схема участка хода поршня, на котором возможно прокручивание уплотнительного кольцаРис. 20. Схема участка хода поршня, на котором возможно прокручивание уплотнительного кольцастенки:стенки:; (91); (91)• (92)• (92)
условия (80), необходимо, чтобы давление Ру в канавке изменялось в течение рабочего хода от
условия (80), необходимо, чтобы давление Ру в канавке изменялось в течение рабочего хода от
Р < Р
'^кр
Р < Р
'^кр
4 (Тпе Мупр^ле2 (On + Dr!
4 (Тпе Мупр^ле2 (On + Dr!
до
до
Р Р и / Угкр
Р Р и / Угкр
2 (Тп + Т^ ле (Dn + О„) ’
2 (Тп + Т^ ле (Dn + О„) ’
(89)
(90)
(89)
(90)
Рис. 20. Схема участка хода поршня, на котором возможно прокручивание уплотнительного кольца
Рис. 20. Схема участка хода поршня, на котором возможно прокручивание уплотнительного кольца
стенки:
стенки:
; (91)
; (91)
• (92)
• (92)
где Тп — сила трения по неподвижной стенке;
DH — диаметр неподвижной стенки;
Ры^ — критическое давление в канавке, при котором начи
нается прокручивание;
Ругкр — критическое давление в канавке, при котором уплотнительное кольцо отжимается поступательно (без прокручивания) в свое начальное положение.
Уравнения (47) позволяют установить связь критических давлений с соответствующими им критическими скоростями подвижной
\ ° ухкр.
6|1Z(.Р0""РМ2кр,
Критическая скорость иШ1к , отложенная на скоростной характеристике привода, показывает (точки 1—2) участок хода As1-2 поршня, на котором существует прокручивание (рис. 20).
Критическая скорость иШгкр, отложенная на той же характеристике, показывает начало поступательного отжима кольца в первоначальное (до прокручивания) положение. Участки Г—1 и 2—2' характеризуют зоны нечувствительности кольца к изменяющимся силам. Последовательность увеличения угла прокручивания кольца видна из рис. 21.
Первый ход поршня — на участке 0—1 скорость штока возрастает от Одо «ш . Уплотнительное кольцо прижато силами давления жидкости к удаленной стенке. Кольцо не прокручивается.
393
На участке 1—2 скорость штока превышает иш . Силовая схема в уплотнении определяется неравенством (89). Кольцо под действием силы трения перекатывается по направлению движения штока в правую часть канавки.
На участке 2'—3 скорость штока меньше иШгкр и падает до О в конце хода. Под действием повысившегося давления Ру уплотни-
Рис. 21. Схема последовательного увеличения угла прокручивания при возвратно-поступательном движении штока
тельное кольцо в прокрученном состоянии отжимается к левой стенке канавки.
На участке 3—0 — обратный ход. Повышенное давление в уплотнительной канавке продолжает прижимать кольцо к левой стенке.
Второй ход поршня — на участке 0—1 кольцо сохраняет прежнее состояние. На участке 1—2 силы трения перекатывают кольцо в правую сторону канавки с увеличением угла прокручивания.
Далее процесс повторяется, и угол прокручивания может оказаться очень большим, т. е. произойдет полное прокручивание.
Прокрученное состояние уплотнительного кольца вызывает изменения контактных давлений и ведет к нарушению герметичности. Особенно опасно неравномерное по периметру (винтовое) прокручивание, поэтому необходимы предупреждающие конструктивные меры. Например, дренажные отверстия, соединяющие уплотнительную канавку с рабочей полостью, устраняют насосное действие штока, или специальное устройство, фиксирующее кольцо.
СОДЕРЖАНИЕ
Р. А. Филатов. Гидростатическая передача для трактора Т-125 . . . .3
Ю. В. Косычев. Гидрокопировальная следящая система с двухкромочным золотником и недифференциальным цилиндром 15
Ф. Визнер. Силовой следящий гидропривод с положительной обратной связью по давлению нагрузки 29
Н. Кожевников, А. В. Праздников и Э. А. Смоляницкий. Динамическое исследование быстродействующего механизма с дроссельным следящим управлением 42
Б. И. Дьячков. Работы, проводимые во ВНИИГидроприводе по созданию гидрообъемных передач к транспортным машинам . . .56
Б. Т. Ситников. Исследование и выбор рациональной схемы предохранительного клапана в гидроприводе станков 64
Ю. А. Данилов. Электромагнитные управляющие механизмы для регулирования производительности насосов электрогидравлических систем 82
М. М. Глазков. Исследование трения и нагрева круглых резиновых колец, применяющихся для уплотнения валов 93
П. В. Белянин. Исследование процесса тонкой очистки рабочей жидкости авиационных гидросистем в центробежном силовом поле . . .98
А. М. Кулиев, Ф. Г. Сулейманова и И. И. Эльович. Повышение эксплуатационных качеств минеральных рабочих жидкостей гидроприводов с помощью многофункциональных присадок 115
Г. А. Никитин. О некоторых особенностях течения жидкости через зазоры микронных размеров 126
Ф. Пичко. Исследование устойчивости копировальных систем с приводом от гидродвигателя вращательного движения 138
П. Бочаров. Стабилизация выходной скорости гидропривода при малых расходах жидкости 150
Т. М. Башта, Л. М. Кудряшев, В. В. Трофимов. Исследование течения минеральных жидкостей через микроплотности 157
Т. Василенко. Исследование радиальных (манжетных) уплотнений валов самолетных агрегатов 177
И. И. Эльович. Влияние легирования минеральных запирающих жидкостей на повышение надежности и долговечности торцовых уплотнений 185
Л. В. Шушкин. Применение гидроусилителя с обратной связью по динамическому давлению для коррекции привода 188
Л. В. Шуткин. Исследование динамики гидравлического исполнительного механизма, нагруженного значительной инерционной массой 195
И. В. Кононов. Насосы и гидроаппаратура, разработанные в ЭНИКМАШе 203
Т. В. Алексеева. Оптимальные параметры гидропривода землеройно-транспортных машин 209
Ю. Ф. Пономаренко. К вопросу расчета цапфенных распределителей радиально-поршневых высокомоментных гидромоторов многократного действия 221
С. Гельман, А. В. Синев, К- В. Фролов. О принципах уравновешивания и балансировки роторных механизмов с аксиально-движущимися массами 234
Л. М. Трифонов. Экспериментальное исследование гидравлической системы со струйной трубкой 243
Ю. И. Ловцов. Анализ механических потерь в поршневых гидромашинах 255
А. С. Луганский, А. И. Лейкин. Особенности термической обработки деталей ходовой части аксиально-поршневых гидромашин ■ ■ 267
Е. Воякин и др. О выборе и разработке схем полнопоточных гидро- объемных трансмиссий самоходных машин 273
В. И. Мининзон, И. В. Фрумкис. Результаты экспериментального исследования колесных тракторов с объемными гидротрансмиссиями 289
В. М. Волоцкий. Опыт проектирования гидравлических насосов на давление 320 кГ/см? 297
Л. Г. Фортинов. О некоторых вопросах теории и расчета пневмосистем высокого давления с баллонным питанием и силовыми цилиндрами в качестве двигателя 318
В. Г. Мельянцов и А. Г. Мельянцев. О сжимаемости рабочих жидкостей гидросистем и уровне рабочего давления, обеспечивающем наибольшую плавность движения рабочего органа машины 334
А. В. Синев. Анализ некоторых схем механизмов аксиально-поршневых гидромашин для выбора механизма с оптимальными динамическими свойствами 343
Н. П. Козлов и И. М. Крассов. Коэффициенты усиления гидравлического усилителя с двойным золотником 354
А. П. Сошин, С. Н. Рождественский и К- А. Колесниченко. Гидравлический демпфер для работы в широком диапазоне температур 364
П. И. Бландов. Прокручивание упруго-эластичного уплотнительного кольца в гидроприводе поступательного движения 370
Редакторы издательства И. Я. Доброхотова, М. Н. Журавлева, А. Н. СиверинаТехнические редакторы Г. В. Смирнова н Н. В. ТимофееваКорректор Л. В. АсташенокПереплет художника Е. В. Бекетова
Сдано в производство 18/1 1966 г.Подписано к печати 7/1X 1966 г.Т-13206
Тираж 5050 экз. Печ. л. 24,75. Бум. л. 12,38. Бумага типографская № 1. Уч.-изд. л. 23,75 Темплан 1966 г., № 501. Формат 60 X 90Vn. Цена 1 р. 70 к. Зак. № 833
Издательство «МАШИНОСТРОЕНИЕ», Москва, Б-66, 1-й Басманный пер., 3
Ленинградская типография № 6 Главполиграфпрома Комитета по печатипри Совете Министров СССРЛенинград, ул. Моисеенко, 10
В связи с тем, что Рт и ат зависят от выбранных значений ско
рости aj и а2 в системе, то, учитывая возможную амплитуду
колебаний скорости, найдем некоторые средние значения этих
коэффициентов для диапазона скоростей потока, соответствующего
характеристике р = ф(и). Для этого, разделив диапазон скоро-
ВСЕСОЮЗНЫЙ НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙИ ПРОЕКТНО-КОНСТРУКТОРСКИЙ ИНСТИТУТПРОМЫШЛЕННЫХ ГИДРОПРИВОДОВ И ГИДРОАВТОМАТИКИ
ГИДРОПРИВОД
И ГИДРОАВТОМАТИКА
В МАШИНОСТРОЕНИИ
СБОРНИК СТАТЕЙ
ИЗДАТЕЛЬСТВО «МАШИНОСТРОЕНИЕ»Москва 1966
УДК 621.226 (04)
Сборник содержит статьи по перспективам развития гидропривода и гидроавтоматики в различных отраслях машиностроения, составленные по материалам III Всесоюзной конференции инженерно-технических работников заводов, конструкторских бюро и научных работников научно-исследовательских институтов и вузов.
В сборнике освещены вопросы конструирования, повышения качества и долговечности гидроприводов всех отраслей машиностроения.
Сборник предназначен для инженерно-технических работников заводов, конструкторских бюро и научно- исследовательских институтов всех отраслей машиностроения.
3—1—4 501—663—1—4 501—66
3—1—4 501—66
3—1—4 501—66
Инж. Р. А. Филатов