/
Text
Государственный комитет Российской Федерации
по высшему образованию
Московская Государственная академия автомобильного
и тракторного машиностроения (МАМИ)
К. И. Городецкий
Л. Н. Крумбольдт
Н. А. Щельцын
КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ СОСТАВНЫХ
ЧАСТЕЙ ОБЪЕМНОГО ГИДРОПРИВОДА
Рекомендовано УМО по автотракторному и дорожному
образованию в качестве учебного пособия для студентов
специальности 150100 «Автомобиле- и тракторостроение»
Под редакцией
д. т. н., проф. В. М. Шарипова
МОСКВА 1994
- 2 -
УДК 629Л 14.2.001.2(75)
Городецкий К.И*, Крумбольдт Л.Н., Щельцын Н.А.
Конструирование и расчет составных частей объемного гид¬
ропривода / Под редакцией В.М.Шарипова - К.: МАКК, 1994 -
139 с.
Настоящее учебное пособие написано в соответствии с прог¬
раммой курса "Конструирование и расчета трактора" и предназ¬
начено для углубленного изучения вопросов«связанных с проекти¬
рованием и применением объемного гидропривода в трансмиссиях
тракторов и тягачей.
В нем изложены методы конструирования и расчета основных
частей гидропривода: роторных аксиально-поршневых, радиально¬
поршневых и шестеренных гидравлических машин; проведен анализ
способов управления выходными звеньями привода и дана их срав¬
нительная оценка; рассмотрен метод расчета гидродвигателей по¬
ступательного и поворотного движения.
Проведен анализ работы объемного гидропривода в полнопо¬
точной и двухпоточной тракторных трансмиссиях, а также в гид¬
равлическом приводе управления.
Учебное пособие может быть использовано в курсовом и дип¬
ломном проектировании.
Московская государственная академия автомобильного
и тракторного машиностроения (НАМИ), 1994
- 3 -
СОДЕРЖАНИЕ
стр.
ВВЕДЕНИЕ 4
1. СОСТАВ ОБЪЕМНОГО ГИДРОПРИВОДА 8
2. РАБОЧИЕ ЖИДКОСТИ 9
3. ПРИНЦИП РАБОТЫ ОБЪЕМНОГО ГИДРОПРИВОДА С ЗАКРЫТЫМ
КРУГОМ ЦИРКУЛЯЦИИ РАБОЧЕЙ жидкости 20
4. ОСНОВНЫЕ ТЕХНИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ ОБЪЕМНЫХ
ГИДРОПРИВОДОВ 23
5. КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ РАДИАЛЬНЫХ РОТОРНО-
ПОРШНЕВЫХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ МАМИН 31
0. КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ АКСИАЛЬНЫХ РОТОРНО-
ПОРШНЕВЫХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ МАШИН 54
7. КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ШЕСТЕРЕННЫХ
ГИДРАВЛИЧЕСКИХ МАМИН 80
8. КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ГИДРОДВИГАТЕЛЕЙ
ПОСТУПАТЕЛЬНОГО И ПОВОРОТНОГО ДВИЖЕНИЯ 89
9. МАШИННЫЙ (ОБЪЕМНЫЙ) СПОСОБ РЕГУЛИРОВАНИЯ
ОБЪЕМНЫМ ГИДРОПРИВОДОМ 111
10. ДРОССЕЛЬНЫЙ СПОСОБ РЕГУЛИРОВАНИЯ ОБЪЕМНЫМ
ГИДРОПРИВОДОМ 115
11. ПРИМЕРЫ ПРИМЕНЕНИЯ ВЫПОЛНЕННЫХ КОНСТРУКЦИИ
ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ И ИХ ОЦЕНКА 124
ЛИТЕРАТУРА
139
4
ВВЕДЕНИЕ
Объемный гидропривод получил в настоящее время широчайшее
распространение в машиностроении в качестве гидравлических
приводов управления и составных частей гидравлических объемных
трансмиссий.
Объемный гидропривод (ОГП) представляет собой гидравли¬
ческую систему, включающую объемный насос и объемный гидродви¬
гатель с соответствующей аппаратурой управления. Зта система
служит для передачи посредством рабочей жидкости энергии на
расстояние и преобразования ее в механическую работу на выходе
системы с одновременным выполнением функции регулирования и ре¬
версирования ведомого звена.
Достоинствами объемного гидропривода являются:
- возможность бесступенчатого изменения передаточного
числа в широком диапазоне скоростных и силовых нагрузок;
- способность в течение длительного времени развивать
большие статические усилия, доходящие нередко до десятков
тысяч кН;
- надежный и простой способ предохранения всей системы от
перегрузок;
- малая инерционность;
- сравнительно простая аккумуляция энергии.
Недостатки объемного гидропривода:
- низкий КПД по сравнению с механической трансмиссией;
- большие габариты при малых давлениях (10...15 МПа) и
трудность уплотнения при больших давлениях (28...35 МПа);
- высокая стоимость и сложность изготовления;
- зависимость КПД от температурных условий.
Первая попытка применения объемного гидропривода на само¬
ходной машине в качестве бесступенчатой трансмиссии относится
к концу прошлого века, когда Ч.Мэнли в США установил ее на
грузовой автомобиль грузоподъемностью 5 т, оснащенный бензино¬
вым двигателем, развивающим мощность 17,6 кВт Ш.
Практическое применение объемного гидропривода (Дженни
Вильямс) осуществилось на английских танках в период I Мировой
войны, а позднее - на грузовых автомобилях и маневровых тепло¬
возах.
Широкому производству объемных гидроприводов препятство¬
- 5 -
вали их низкие характеристики и высокая металлоемкость (удель¬
ная масса передачи "Дженни Вильямс" составляла 8*3 кг/кВт).
Потребовался долгий путь развития конструкций гидравли¬
ческих мамин (насосов и гидродвигателей)* прежде чем ОГП в ка¬
честве трансмиссий смогли получить широкое применение на ряде
самоходных машин (маневровые тепловозы* тракторы* танки).
Классификация объемных гидроприводов
По гидравлической схеме циркуляции рабочей жидкости ОГП
выполяштся :
- с открытым кругом циркуляции рабочей жидкости (по этой
схеме создаются полуавтоматические и автоматические гидравли¬
ческие приводы управления движением самоходных машин и на¬
весным оборудованием тракторов);
- с закрытым кругом циркуляции рабочей жидкости (по этой
схеме выполняются гидрообъемные трансмиссии тракторов , манев¬
ровых тепловозов* танков, дорожно-строительных и других машин).
По характеру движения выходного звена ОГП создаются:
- с гидродивгателями вращательного движения (гидромотора¬
ми);
- с гидродвигателями поступательного движения;
- с гидродвигателями поворотного движения.
По способу регулирования скоростью выходного звена ОГП вы¬
полняются:
- с объемным (машинным) регулированием;
- с дроссельным регулированием;
- с нерегулируемыми гидроагрегатами.
Область применения гидрообъемных трансмиссий (ГОТ)
Тракторы. ГОТ тракторов выполняют по раздельно-или нераз¬
дельно агрегатной схеме [13. Первые содержат отдельно разме¬
щенные насосы и гидромоторы. При этом компоновку ГОТ составля¬
ют один и два регулируемых насоса (как правило аксиально-порш¬
невых) и два или четыре нерегулируемых гидромотора (предпочти¬
тельно высокомоментных нерегулируемых* встроенные в ведущие
колеса). Чаще в трансмиссию трактора включают гидрообъемную
- 6 -
передачу в сочетании с механической коробкой передач, но может
быть применена и полнопоточная схема без механической коробки
передач.
Полнопоточная трансмиссия трактора Бима-300 (Франция) с
индивидуальным подводом потока мощности на каждое колесо со¬
держит четыре аксиально-поршневых регулируемых насоса “Sauer
Getribe" с рабочим объемом 69,8 см3 и частотой вращения 2800
об/мин и четыре двухступенчатых высокомоментных радиально-
поршневых гидромотора с рабочим объемом 4900 см3 , встроенных
в колеса движителя. Давление рабочей жидкости в гидромашинах
может достигать 42 МПа. Особенность конструкции ГОТ "Бима-300"
состоит в возможности отключения части цилиндров гидромоторов,
чем и обеспечивается возможность ступенчатого изменения их ра¬
бочего объема.
В настоящее время в НПО HATH ведутся работы по созданию
ГОТ для колесных и гусеничных тракторов. Применение ГОТ на
тракторах позволяет значительно повысить производительность
труда за счет более полной загрузки двигателя, снижения утом¬
ляемости водителя и высокой маневренности.
Несмотря на пониженный КПД ГОТ по сравнению с механи¬
ческой трансмиссией, производительность трактора оснащенного
гидрообъемной трансмиссией при прочих равных условиях, повыша¬
ется на (16.. .302) ПЗ.
Однако , производство тракторов с ГОТ составляет всего
лишь (2...3%) от общего выпуска. Главной причиной этого обсто¬
ятельства является высокая стоимость таких тракторов из-за
жестких требований к технологии изготовления гидравлических
машин и гидроаппаратуры.
Маневровые тепловозы. Характерной особенностью эксплуата¬
ции маневровых тепловозов является неустановившееся движение,
поэтому применение гидрообъемных трансмиссий на них является
лучшим конструктивным решением. Но сложность создания ГОТ для
маневровых тепловозов связана с необходимостью применения гид¬
равлических машин с высокой мощностью. Для получения приемле¬
мой массы необходимо обеспечить работу гидромашин с высокими
значениями давления рабочей жидкости и их частотой вращения.
Эта инженерная задача решена успешно фирмой Секмафер'
(Франция). Выпускаемая ею ГОТ для тепловоза с дизелем мощ¬
7
ностью 643 кВт с частотой вращения 1800 об/мин, включает два
регулируемых насоса с рабочим объемом 1220 см3 , установленных
на обоих концах коленчатого вала дизеля. От каждого насоса по¬
лучают вращение четыре нерегулируемые гидромотора, кинемати¬
ческая связь которых с осями колесных пар обеспечивается цеп¬
ной передачей. Давление рабочей жидкости в гидромашинах может
достигать 60 МПа. Благодаря применению ГОТ вместо электромеха¬
нической трансмиссии,масса тележки тепловоза снизилась на 7 т,
а неподрессоренная масса, приходящаяся на ось колесной пары,
уменьшилась на 2 т.
Сельскохозяйственные машины. Гидрообъемные трансмиссии
преподчительны в качестве бесступечатых вариаторов на зерноу¬
борочных комбайнах в кинематической цепи, связанной с его дви¬
жением, на что расходуется 30...452 мощности двигателя Ш.
Остальная часть мощности источника энергии затрачивается на
привод молотильного барабана, транспортер хлебной массы и дру¬
гие агрегаты. ГОТ позволяет плавно и непрерывно изменять ско¬
рость комбайна в соответствии с плотностью зерновых на поле.
В нашей стране ГОТ применяется на зерноуборочных комбай¬
нах “Дон-1500", кукурузоуборочном комбайне ,,Херсонец-3200",
свеклоуборочном комбайне КС-6Б, картофелеуборочном комбайне
КСК-4, косилке-плющилке КСП-5Г. Намечается установить гидро¬
объемную трансмиссию на все зерноуборочные комбайны с мощнос¬
тью источника энергии более 75 кВт Ш.
В США 802 комбайнов оснащены ГОТ, причем, практически все
с мощностью двигателя более 80 кВт.
ГОТ отечественных сельскохозяйственных машин выполняются
по раздельно-агрегатной схеме, что облегчает компоновку транс¬
миссионного отделения машины.
Автомобили. Использование гидрообъемных трансмиссий на
городских автомобилях является перспективным с точки зрения
экономии энергетических ресурсов. В результате применения гид¬
роаккумулятора, ГОТ позволяет осуществить рекуперацию энергии
при торможении автомобиля и, благодаря этому, снизить расход
топлива (для городского автобуса на 302) Ш.
Одновременное снижение расхода топлива при работе двига¬
теля на оптимальных режимах и рекуперации энергии составляет
402 .
8
1.С0СТАВ ОБЪЕМНОГО ГИДРОПРИВОДА
Объемный гидропривод является сложной энергетической
системой, в состав которой входят :
а) Источники энергии (насосы: радиально-поршневые, акси¬
ально-поршневые, пластинчатые, шестеренные, винтовые);
б) Исполнительные звенья (гидродвигатели вращательного
движения /гидромоторы/: радиально-поршневые, аксиально-поршне¬
вые, пластинчатые, шестеренные, винтовые /только трехвинтовые/,
гидродвигатели поступательного движения /силовые цилиндры/,
гидродвигатели поворотного движения);
в) Гидроаппаратура (дроссели, гидрораспределители, клапа¬
ны, гидроаккумуляторы, фильтры, холодильники /радиаторы/,гидро¬
баки).
9
2. РАБОЧИЕ ЖИДКОСТИ
Рабочие жидкости в ОГП выполяют ряд функций, обеспечиваю¬
щих их работоспособность:
- передают знегию от насоса к гидродвигателю;
- предотвращают коррозию поверхностей трения сопрягаемых
деталей и снижают их износ;
- способствуют отводу тепла.
Требования, предъявляемые к рабочим жидкостям:
- сохранение первоначальных свойств в течение длительного
времени эксплуатации;
- оптимальная вязкость в пределах эксплуатационной тепло¬
вой нагруженности;
- высокие низкотемпературные свойства;
- нейтральность к материалам гидравлических машин и гид¬
роаппаратуры;
- высокая стойкость к образованию эмульсий.
Для ОГП мобильных средств, к которым относятся и тракторы,
применяются рабочие жидкости в основном на нефтяной основе и
реже синтетические.
Нефтяную основу рабочих жидкостей составляет базовое масло
Базовое масло получают при переработке нефти тремя методами [2]
- прямогонным методом;
- методом гидрокрекинга;
- методом гидроизомеризации.
Базовое масло формирует основные свойства рабочей жид¬
кости:
- температуру вспышки и застывания;
- испаряемость;
- совместимость с материалами уплотнений.
Свойства базовых масел могут быть улучшены за счет введе¬
ния присадок [2], которые подразделяются на - вязкостные, ан-
тиокислительные, антикоррозионные, противоизносные, противо-
пенные и присадки-стабилизаторы набухания резины.
Присадки вязкостные повышают вязкость маловязких рабочих
жидкостей. Разработаны отечественные присадки ВИНИКОЛ-ВБ-2,ВИ-
НИКОЛ ВБ-3, которые применяются в рабочих жидкостях АМГ-10,
- 10 -
МГЕ-10А. Для загущения моторных и трансмиссионных масел исполь¬
зуют полиизобутелен КП-5, КП-10, КП-20,
Присадки антиокислительные - ингибиторы окисления повыша-
ют химическую стойкость рабочих жидкостей. Их делят на три
группы: к первой группе относят фенол и амин; ко второй- ионол
и неозон; к третьей - ДБК-69, ДБК-70.
Присадки антикорризионные - ингибиторы коррозий, они обра¬
зуют на поверхностях деталей объемного гидропривода поверх¬
ностно-активную защитную пленку. Их добавляют к базовому маслу
в количестве (1...5по массе (например, присадка МНИ-5).
Присадки противоизносные вводятся для улучшения смазочной
способности при граничном и полусухом трении. Они также обра¬
зуют поверхностно-активную защитную пленку. Их добавляют в ма¬
лом количестве (0,1...0,3)% по массе. Наиболее эффективна
присадка ТКФ (трикрезил-фосфат).
Присадки противопенные снижают давление насыщенных паров
и испаряемость рабочих жидкостей. Их вводят в очень малом ко¬
личестве ( 0,002 ...0,005 У/, по массе (присадка ПМС-200 ).
Присадки многофункциональные обладают антикорризионными
свойствами, благодаря образованию на поверхности металлов
комплексных соединений (ДФ-11, ЛАНИ-317).
Присадки-стабилизаторы набухания резины применяются для
повышения совместимости рабочих жидкостей с резиновыми уплот¬
нениями.
2.1. Оценочные показатели физических свойств
рабочих жидкостей.
Основные физические показатели рабочих жидкостей даны в
таблице 2*1.
- II -
Таблица 2.1.
Основные физические показатели рабочих жидкостей
NN
пп
Наименование
Обозна
чение
Единицы
измере¬
ния
ГОСТ
1.
Плотность
г см"*.
3900-47
2.
Удельный вес
Нм'3
-
3.
Относительная плотность
—
—
4.
Вязкость кинематическая
с.Ст
33-66
5.
Вязкость динамическая
Mt
Па. с
вс
20287-74
6.
Температура застывания
СР*
7.
Температура вспышки:
- в открытом тигле
о.
°С
4333-48
- в закрытом тигле
°С
6356-74
8.
Температура выкипания:
- начало разгонки
Онк
°С
2177-60
9.
- конец разгонки
Кислотное число
0 КК
Кон
мгКонг
6985-79
10.
Молекулярная масса
М
°С
12329-71
11.
Анилиновая точка
АТ
Относительная плотность р - - отношение плотности ра¬
бочей жидкости при t=+20eC и плотности воды при температуре
t=+4°C.
Кислотное число - количество едкого калия (Кон), в мил¬
лиграммах, необходимое для нейтрализации 1 грамма рабочей жид¬
кости (масла).
Анилиновая точка-АТ - критическая температура растворения
смеси в анилине. Чем выше содержание в смеси ароматических уг¬
леводородов, тем ниже АТ. Этот показатель служит для оценки
совместимости рабочих жидкостей с резиновыми уплотнениями.
Для распротраненных минеральных масел, применяемых в ка¬
честве рабочих жидкостей объемных гидроприводов,"АТ" находится
в пределах 68...90°С C2J.
- 12 -
2.1.1. Вязкость рабочих жидкостей.
Вязкость - свойство рабочих жидкостей оказывать сопротив¬
ление деформации сдвига.
Для однородных (ньютоновских) жидкостей справедлив закон
Ньютона о внутреннем трении в жидкостях:
- напряжение сдвига;
- градиент скорости;
- коэффициент динамической вязкости.
(2.1)
Размерность:
- в системе СИ JU
- в системе МКГСС JU-
- в системе СГС
Динамическая вязкость
ляет 1 П.
Нс
_ кгс.с
мх
см7
По. С
П (Пуаз)
воды при температуре +20 С состав-
Кинематическая вязкость.
Кинематическая вязкость - отпадение динамической вязкости
Единицы измерения кинематической жидкости:
- в системах СИ и МКГСС —>*
VI йМ1
t—** ~ё~ (СТОКС )
В практике применяется условная единица вязкости, которая
выражается в градусах Знглера °Е, представлшнрй* совой отнаде-
ние времени Ьы истечения под собственник весом 200 см1 испы¬
/
- 13 -
туемой рабочей жидкости (масла) при заданной температуре через
калиброванное отверстие диаметром 2,8 мм к времени tB истече¬
ния из того же сосуда 200 см3 воды при температуре +20°С.
о
Е =
Ьт
t в
(2.2)
Для минеральных масел, применяемых в объемных гидроприво¬
дах соотношение между кинематической и "условной" вязкостью
определяется из зависимости:
0,0631
1>t = 0,0731'Е . (2.3)
• Е
Влияние температуры на вязкость рабочих жидкостей оцени¬
вается выражением:
(2-4)
где Ju*. и JU© - динамическая вязкость жидкости соответственно
прй температурах t и to;
CL - коэффициент, зависящий от рода рабочей жидко¬
сти (для минеральных масел (Х= 0,025.. .0,035 );
^ - основание натурального логарифма.
Для рабочих жидкостей (масел), применяемых в объемных гид¬
роприводах кинематическая вязкость и температура связываются
зависимостью
U И ^50
V. ■ v„
so
И
Г
(2.5)
где i/t и ^50 - кинематическая вязкость соответственно при тем¬
пературах t и t = 50°.
IV - показатель степени, определяемый по формуле
*
(2.6)
К и + 2,*
Функциональная зависимость Vt=f(t) является вязкостно¬
температурной характеристик рабочих, жидкостей, которая пред¬
ставлена на рис.2.1.
- 14
Рп
О 00 80 120 160 200 t°C
O.cCj
е)
А Ю ^см'/хгс Е• Ю3,кгфм2
)/,СС1
ж)
?
Рис.2.1. Характеристики рабочих жидкостей
- 15 -
2Л.2> Зависимость вязкости рабочих жидкостей
от давления♦
С повышением давления рабочих жидкостей их вязкость уве¬
личивается, рис.2*1.
Для инженерных расчетов можно использовать зависимость Ш
(2.7)
где иУе- кинематическая вязкость соответственно при давле¬
ниях
/Ь и [U = 0.
' К - коэффициент: для маяовяхких жидкостей К=0,002
для вязких жидкостей К=0,003.
2.2. Сжимаемость рабочих жидкостей.
Капельная жидкость - упругое тело, которое для давления
60 МПа, подчиняется закону Гука С33.
"Не сткость рабочих жидкостей принято оценивать по вели¬
чине коэффициента относительной сжимаемости £ [6].
£ = у (2-8)
где Д|г и &V - соответственно изменение давления и объема
рабочей жидкости;
Л Л л
jrv и [to - конечная и начальная величина давления;
у и v<; - конечная и начальная величина объема рабочей
жидкости;
Используя выражение (2.8), получим:
v-Vo
В практике (63 используют величину Е, обратную JI , кото¬
рую называют модулем упругости,
- 16 -
Г \ fcnc
L ~ ~p~ **Па, МПа, ——^ .
Объемный модуль упругости рабочих жидкостей объемных гид¬
роприводов в зависимости от их температуры и давления может
изменяться в достаточно широких пределах, рис 2.1,
Для рабочих жидкостей объемных гидроприводов, применяемых
в машиностроении, величина модуля упругости рабочих жидкостей
Е составляет пределы 1350... 1750 МПа.
Упругая деформация рабочих жидкостей приводит к снижению
жесткости механических характеристик гидропривода и нарушению
устойчивости против автоколебаний.
2.3. Рабочие жидкости объемных гидроприводов
и их характеристики.
Единой классификации рабочих жидкостей не существует, но
их разделяют по области применения и по уровню вязкости.
По области применения они выполняются:
- для гидросистем общепромышленного назначения;
- для гидросистем авиационной техники;
- для гидросистем мобильных средств.
По уровню вязкости для гидросистем используются 4 группы
масел:
- маловязкие (группа 1.1);
- средневязкие (группа 1.2А)
- средневязкие (группа 1.2)
- вязкие (группа 1.3)
Рабочие жидкости (масла) для гидросистем
общепромышленного назначения.
Гидросистемы общепромышленного назначения работают,
как правило, в закрытых помещениях в диапазоне температур
0о...+35*С. Для таких систем применяют вязкие рабочие жидкости
с Vso= 20...40 С Ст.
В гидросистемах, работающих при t=+60*C с невысокими наг¬
рузками, применяют индустриальные масла общего назначения без
- 17 -
присадок Й12А, И20А, ИЗОА, И40А, И50А (ГОСТ 20799-78).
В гидросистемах, работающих при t > +60°С и нагрузках по
давлению рабочей жидкости не выше 20 МПа. применяют турбинные
масла из парафиновых малосернистых и сернистых нефтей.
Гидросистемы, работающие в условиях тяжелых нагрузок (при
ft = 20...35 МПа) рекомендуется эксплуатировать на маслах се¬
рии МГП с противоизносными, антиокислительными, противокорро¬
зийными и противопенными присадками: ЙГП-18, ЙГП-30. ИГП-38.
ИГП-49 [2].
Рабочие жидкости (масла) для гидросистем
мобильных средств, работающих в полевых условиях
(транспортные средства, сельскохозяйственные машины,
включая тракторы, дорожно-строительные машины).
В зависимости от климатических условий диапазон изменения
температуры рабочих жидкостей может достигать высоких преде¬
лов: (от -40 до +60°С).
Максимальная кинематическая вязкость рабочей жидкости,
при которой возможен пуск насосов объемного гидропривода, не
должна превышать 5000 с Ст. *
Минимальная вязкость масла \/mtn . по условию сохранения
маслянной пленки, допустима не менее 3 с Ст.
Для гидросистем, эксплуатируемых в очень холодных клима¬
тических зонах (при Ц-55°С), и для систем гидроавтоматики с
насосом гидродинамического типа применяют маловязкие рабочие
жидкости МГЕ-4А ( V50= 3,6 с.Ст, \^_5О=2б0'300 с.Ст), масло
РМ ГОСТ 15819-70 ( • *4,2 с.Ст, V-so=360 с.Ст), масло
ЛЗ-МГ-2,ТУ-38-1011328-73 ( Vc0= 4 с.Ст, \) = 220 с.Ст).
Средне-вязкие рабочие жидкости.
Масло МГЕ-10Й.ТЗ-38-101572-75 tV6<j= 10 с.Ст, У.60= 1250 ...
...1500 с.Ст ) с высокоэффективными антиокислительной.противо-
износной и противокоррозионной присадками является рабочей
жидкостью для объемных гидроприводов систем автоматического
регулирования (САР).
Всесезонное масло ВГМЗ.ТН-38-101479-74 ( V=10 с.Ст, \)
ьо
О И
- 18 -
= 1900 ...2300 с.Ст) с антиокислительной ДФ-11, противокорро¬
зийной "Лани" и противопенной - ПМС-200А присадками является
зимней рабочей жидкостью для до,рожно-строительных ма¬
шин, эксплуатируемых в условиях температур окружающего воздуха
от -40 до + 50*С.
Авиационное масло АМГ10 (V50 = 10 с.Ст, 1250 с.Ст) яв¬
ляется основной рабочей жидкостью для гидросистем самолетов,
систем управления огнем танков и БМП, эксплуатируемых при
внешних температурах от t= -55 до + 55°С.
Веретенное масло АН. (V50= 12. ..14 с.Ст, \1^0- 5000 с.Ст)
применяют в гидросистемах, эксплуатация которых проходит при
температурах окружающего воздуха от -25®С до +50°С.
Масло Р ( V50= 12,.Л4 с.Ст, = 1300 с.Ст) с антиокис¬
лительной СДФ-11), моющей (MACK) и противопенной (RMC-200A)
присадками и находит применение в объемных гидроприводах трак¬
торов и судовых установок.
Синтетические рабочие жидкости.
Синтетические рабочие жидкости применяются в объемных
гидроприводах и гидросистемах моторных установок, работающих
длительное время в условиях высоких температур.
Недостатками их являются:
- высокая стоимость:
- ограниченность сырьевых ресурсов;
- несовместимость с рядом материалов уплотнений;
- токсичность самих жидкостей или продуктов их разложения.
В гидросистемах используют следующие классы синтетических
рабочих жидкостей [23:
- диэфиры;
- силоксаны;
- фосфаты.
На основе диэфиров получают масла для газотурбинных дви¬
гателей: ВНИИНП-? ( V*оо- ?»5..,8 с.Ст), Б-3 ( \)^о- 5 с.Ст),
эксплуатируемых при максимальных температурах 175...200е С.
Силоксаны и полисилоксаны имеют наиболее пологую вязкост¬
но-температурную характеристику. Отличаются малым модулем уп¬
ругости (Е=900 МПа). Обладают большой стойкостью к окислению и
- 19 -
воздействию высоких температур (до +190°С), но при длительной
эксплуатации разлагаются с образованием окиси кремния - Si0^ ,
обладающим абразивным качеством. Так Мак смазывающие свойства
силоксанов неудовлетворительны [23, то их применяют только в
смесях с диэфирами или нефтяными маслами.
-20-
3. ПРИНЦИП РАБОТЫ ОБЪЕМНОГО ГИДРОПРИВОДА
С ЗАКРЫТЫМ КРУГОМ ЦИРКУЛЯЦИИ РАБОЧЕЙ жидкости
В мажиностроении объемные гидроприводы применяются с отк¬
рытым и закрытым кругом циркуляции рабочих жидкостей. Первые
составляют основу систем управления агрегатами трансмиссий и
навесным оборудованием тракторов и специальных мамин. Они
рассмотрены в работе [3]. Вторые - предпочтительны для бес¬
ступенчатых трансмиссий мобильных средств.
Объемный гидропривод с закрытым кругом циркуляции рабочей
жидкости, рис.3.1., представляет собой гидросистему, состоящую
из насоса 1 и гидродвигателя 7. Рабочая жидкость в таком при¬
воде поступает из насоса в гидродвигатель, а от него вновь во
всасывающую гидролинию насоса.
В таком приводе применяется насос с регулируемой подачей,
предпочтительно реверсивный.
Высокая эффективность работы объемного гидропривода с
закрытым кругом циркуляции рабочей жидкости, обеспечивается
дополнительным оборудованием:
- ограничителями нагрузки по давлению рабочей жидкости:
- системой подпитки и промывочным клапаном:
- системой управления.
Функцию ограничителей давлению выполняют оба регулируемых
предохранительных клапана 6. защищающие гидросистему от перег¬
рузок. Клапаны ограничения давления обеспечивают также высокую
эффективность торможения гидродвигателя.
Система подпитки компенсирует объемные потери в приводе.
В эту систему включаются холодильник 8 и фильтр 2. обратные
клапаны 3. промывочный 4 и предохранительный Б клапаны. Источ¬
ником энергии служит насос 10 с постоянным рабочим объемом,
обычно местеренного типа, приводимый конструктивно от вала ос¬
новного насоса.
Через холодильник проходит часть рабочей жидкости, поток
которой направляется в бак 9.
Обратные клапаны 3 обеспечивают возможность восполнения
объемных потерь за счет подачи рабочей жидкости во всасывающую
гидролинию насосом подпитки. Со стороны напорной гидролинии
- 21 -
„Рус ЗА, Объемный гидпаприВад d закрытым кругом
циркуляции рабочей экиЪкости.
- 22 -
(высокого давления) этот клапан является {Напорным.
Предохранительный клапан 5 ограничивает давление в систе¬
ме подпитки. Оно,как правило.составляет величину 0.8...1.5 МПа
[63.
Промывочный клапан 4 является распределительным устройст¬
вом с гидравлическим управлением. Если подача основного насо¬
са 1 равна нулв, то весь поток рабочей жидкости от насоса под¬
питки 10 через промывочный 4 и предохранительный 5 клапаны и
радиатор 8 направляется в гидробак.
При подаче рабочей жидкости основным насосом 1. отличным
от нуля, часть потока системы подпитки направляется в гидро¬
бак. а часть через обратный клапан восполняет объемные потери
в основном круге циркуляции рабочей жидкости.
- 23 -
4. ОСНОВНЫЕ ТЕХНИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ ОБЪЕМНЫХ
ГИДРОПРИВОДОВ И ИХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ МАШИН
В гидроприводах тракторных трансмиссий и трансмиссий
транспортных мобильных средств применяются гидравлические ма¬
мины с вращательным и вращательно-поступательным движением,
работа которых оценивается следующими техническими показателя¬
ми :
а) Максимальной частотой (угловой скоростью) вращения ва¬
лов насосов и гидромоторов (гидродвигателей):
(О^Имяк)] (I мтм* мм)
["«»'], PrJ;
l ) I ^ ft W* \ MM
б) Максимальным давлением рабочей жидкости в гидросистеме
привода; L М- /п ) Jj_ ^,гл \ *
в) Рабочим
%/п.№ №);
СМ2- /
объемомгЦ<конструктивным) насосов и гидромо¬
торов (гидродвиагтелей):
Ve„. V»
cuL
м_
_ л _
еж , von
Анализ работы гидрообъемных передач и трансмиссий прово¬
дится, используя параметр регулирования гидравлических мамин
Мн , Мм, представляющих относительную величину их текущих
объемов Uh и Um.
vH = uH'V„ ;
= Ын 'Von ;
f
J
(4Л)
Для реверсивных гидравлических мамин
-104-Uм 40 4 4,0}
- \р 4 - UH 4 0 £ + + i 0~
(4.2)
г) Объемной (конструктивной и действительной) подачей на¬
сосов и объемным расходом гидромоторов (конструктивным и дейс¬
твительным):
Рнт w Qh ) Qhг и Ом
? ?
А -/
H'Muft
- 24 -
Вследствие объемных потерь рабочей жидкости
Рмт > Q* Qmt- ^ Ф* •
)
(4.3)
Идеальная подача насоса может быть определена из зависи¬
мости
Qht ~ ^ П н ,
для гидромотора
Qmt & Л М •
(4.4)
(4.5)
д) Крутящим моментом гидравлических мании теоретическим
(идеальным) и реальным
Мит ыМн Мнг и
H-N.
'ИТ -- г, J
Для насоса идеальный крутящий момент находят из выражения
МиТ -
HJ t-
(4.6)
Для гидромотора
м
мт
Uh • Уем * А М )
__ г—;
(4.7)
(4.8)
где 4Д- рабочее давление.
"A*'fa
- давление рабочей жидкости в напорной гидролинии;
hb - давление рабочей жидкости во всасывавщей гидролинии.
/ е) Мощностью гидравлических мамин
К , /* —
Идеальная мощность Ди.т насоса находится из зависимости
А,* 1 ■ А j=> ■ (4.9)
Иеальная мощность для гидромотора
Л* = ’ ^он ’ ft'M *
(4.10)
- 25 -
4.1. Определение потерь мощности в гидравлических
машинах и в объемном гидроприводе
Потери мощности в объемном гидроприводе делят на объемные
и механические С43. Первые вызывают снижение скорости вращения
гидродвигателей (гидромоторов), вторые уменьшают величину кру¬
тящего момента выходного звена привода.
В практике объемные потери мощности оцениваются объемным
КПД насосов , гидромоторов -£? и гидропередачи -j?ог*
г
он
'1
(4.11)
2
ом
Омг
Qh
Qm - А Ом
Qnr
(4.12)
где & Qp aQh~ объемные потери мощности в насосе и гидромоторе
соответственно.
Объемные потери мощности зависят от многих факторов, но в
большей степени - от давления рабочей жидкости в гидросистеме
гидропередачи, частоты вращения гидравлических машин, теплово¬
го режима работы гидропривода и величины рабочего объема гидро¬
агрегатов.
Графическая интерпритация зависимости подачи и расхода
гидромотора от рабочего давления жидкости и частоты вращения
вала гидравлических машин представлена на рис.4.1.
Объемный КПД гидравлических машин можно определить из ана¬
литических выражений ИЗ
Ч ом ' UH -J 1
f) - ) -D.vjL (4.13)
~1 и„в: 9
где куни куц - коэффициенты объемных потерь в гидравлических
машинах;
(У и - критерии Зоммерфельда соответственно для насоса
и и гидромотора, учитывающие режим работы гидрав¬
лических машин.
Pud^.2. Характеристики гидравлических
/иаиаин по КЯЪ
- 27 -
Механические потери мощности гидравлических машин учиты¬
ваются механическим КПД, который определяется из следующих за¬
висимостей:
для насоса
(4.14)
(4.15)
В формулах (4.14) и (4.15)
Мн - крутящий момент, подведенный к насосу, Нм;
Мм - крутящий момент, снимаемый с вала гидромотора, Нм;
механические потери мощности в насосе и гидро¬
моторе, Нм.
График зависимости крутящего момента гидравлических машин
от рабочего давления M=f(4p) дан на рис.4.1.
Характер изменения механического КПД гидромотора от рабо¬
чего давления и частоты вращения его вала представлен на
рис.4.2.
В соответствии с теорией подобия гидравлических машин [13,
их механический КПД может быть определен из аналитических выра¬
жений*
h - JJ-n ——-
(J* +Cjuh fi-Kf
= Ltn ~ Qat&H
'U м
где Oja# и Сну - коэффициенты жидкостного трения в гидравличе-
п ских машинах.
Lju/v и Сии определяются, используя экспериментальные данные (13.
Используя формулы (4.9)...(4.16), можно определить:
- мощность, подведенную к валу насоса гидрообъемной пере¬
дачи
(Ли'17он' ft
^нн
9
t
(4.17)
- 28 -
(Г -
- мощность насоса, поступающую в напорную гидролинию
Р н($) - Риг * !\эои ~ '"Кн 'Иц'Др- '%с>н (4.18)
мощность, подведенную к гидромотору
п) рыт _ Ын * ’ &А/
/ ‘ “
ft.
мощность, снимаемую с вала гидромотора
(4.19)
К = Кг -- V*V°H '^(4.20)
Зависимости (4.1?)...(4.20) дают возможность определить
общий КПД гидравлических машин и !^н и объемного гидропри¬
вода, гидролинии которого по компоновочным условиям имеют дли¬
ну не более 1,0 м; это обстоятельство позволяет пренебречь
гидравлическими потерями в магистралях привода.
I
1 *
: 1Ш-.
Риг _
О ' Q • (4.21)
к
Рит
К
Сен С мн >
. Им
м '
УНТ
Л/ мтр
Ум
РНг
-О >П , <(4.22)
С ии >
) _ Рн
- D ,
Г)
(4.23)
,г ~ Ун
С н
Си '
4,2. Баланс мощности гидравлических машин
объемной гидропередачи.
Баланс мощности гидравлической машины, входящей в состав
объемной гидропередачи определяется выражением
А А ^ ' (4-24)
где А, - мощность, подводимая к гидравлической машине, кВт;
jl ^ к - мощность, снимаемая с вала гидромашины, кВт;
й А/в - мощность, затраченная на объемные потери в гидрав¬
лической машине, кВт;
- 29 -
А №м - мощность, затраченная на механические потери в ги¬
дравлической машине, кВт.
где
л Уо = л Qo -Л Д 7 (4 25)
Л Мм -СО J, ’
aQqW йН^~ объемные и механические потери мощности в ги¬
дравлической машине;
СО - угловая скорость вала гидромашины, с'1 .
Для насоса баланс мощности Нн определяется зависимостью
Nh= + А !^он , (4.26)
JТп - Мн • сон
= Q*(}/ Л/L- - <?КТ ■%„„
д ^ои — ^ Qht Д Д
а № нн ~ Д Мни • АОн
СОм - угловая скорость вала насоса.
Баланс мощности гидромотора
где
$ нф - $1** + А №ом +
Л/и =
JVM " Нн * сО/ч
(4.27)
А №о/ч г А- (-?ОМ • А Д
д ^НН ~ Л Умм * АО/ч
А й^/г объемные и механические потери мощности в гидромо¬
торе ;
СОм - угловая скорость вала гидромотора, c~i .
Графическая интерпритация баланса мощности гидравлических
машин представлена на рис.4.3.
Анализ работы объемной гидропередачи трансмиссий тракто¬
ров и мобильных машин может быть проведен по кинематическому Сг
и силовомуД передаточным числам.
- 30 -
о
Lr ~
t-
СО
СО н
Ми
^ _ и„ * У.и
(4.28)
' К»
Ым Меи й/э * (4.29)
Мн ■ fyh А /Ь *- "И
Мн U„ VohAJb имн
Общий КПД объемной гидропередачи в таком случае можно за¬
писать в виде
2
„ L
гп
г s t '2 = £ '9
I г иН И U ОГ/7 . £
ИГУ?
- 31 -
5. КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ РАДИАЛЬНЫХ
РОТОРНО-ПОРШНЕВЫХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ МАШИН
Согласно классификации (ГОСТ 17398-72), радиальные ротор¬
но-поршневые гидравлические машины (сокращенно - радиально¬
поршневые) по характеру движения рабочих органов - вытесните¬
лей, относятся к роторно-поступательным гидроагрегатам с ради¬
альным расположением рабочих камер, относительно оси вращения
их ротора .
Принципиальная схема регулируемого радиально-поршневого
насоса представлена на рис.5 Л. Основными составными частями
этого насоса являются статор 1, ротор 6, поршни 4, выполняющие
функцию вытеснителей, статорное кольцо 2. Распределительным
устройством конструкции, представленной на рис.5Л., является
пустотелая ось-цапфа с уплотнительной перегородкой 5, на кото¬
рую опирается вращающийся ротор 6.
В цапфе выполняется несколько осевых каналов, которые яв¬
ляются гидролиниями, связывающими полости нагнетания и всасы¬
вания радиальных роторно-поршневых гидравлических машин
(РРПГМ).
При вращении ротора, рис.5Л., в направлении , указанном
стрелкой, рабочая жидкость через отверстие 3 будет заполнять
подпоршневые пространства, а через отверстие 7 жидкость будет
вытесняться в напорную гидролинию. Поджим поршней 4 к статор¬
ному кольцу 2 осуществляется либо под действием центробежных
сил, либо под давлением рабочей жидкости, либо усилием пружин.
Статорное кольцо можно перемещать относительно оси ротора и
тем самым изменять эксцентриситет насоса 0И, а следовательно,
его рабочий объем Пн. Если рабочую жидкость нагнетать в гид¬
равлическую машину , рис.5.1., то она будет работать в режиме
гидромотора.
Радиально-поршневые гидравлические машины выпускаются од¬
норядными, двухрядными и многорядными. Число цилиндров ( рабо¬
чих камер) в одном ряду выполняют предпочтительно нечетным,
что позволяет снижать неравномерность подачи и крутящего мо¬
мента [41.
Рабочий объем однорядных радиальных роторно-поршневых
гидравлических машин определяется:
- 32 -
JTpm.
a
ДР S.
Ap
Puc' 5.Ъ. Баланс! мощности гид/ъаЗличос!-
ких машин. a. Hadoda. £ TudfiOMomofia
Рис. 5Л. Радиально-по^ишеВои (го.ъцлир.цгмии
надо с
- 33 -
для насоса - Uh
Ун = ХА?-. ^"2" -к„-£^ (5.1)
где fH - площадь цилиндра;
_ SjJjl
4
dH - диаметр цилиндра;
Ьн - ход поршня относительно цилиндра;
1ш = 2 G н
€н- эксцентриситет насоса;
Zh - число цилиндров.
С учетом параметра регулирования UH (4,4). текущая вели¬
чина рабочего объема Uh находится из зависимости
где
V, = ин
V,
Ц
-
и
А& '7 = U 'К , (5.2)
н May *~н '
полу
ец - текущее значение эксцентриситета насоса;
Р - максимальная величина эксцентриситета.
- 1,0^ -UH >< о ч< + Ын >< +1,0.
ч
Для гидромотора
Ум = Цц » £<2"metr *
где Uh - параметр регулирования гидромотора;
Ын - диаметр цилиндра;
максимальный эксцентриситет;
Zm - число цилиндров.
5.1. Кинематика радиально-поршневых
гидравлических машин.
Кинематику таких гидравлических машин рассмотрим на при¬
мере радиально-поршневого насоса, расчетная схема которого да¬
на на рис.5.2.
При повороте ротора насоса на угол ^ поршень относительно
цилиндра переместится на величину.# .
Мгновенная относительная скорость поршня в цилиндре, учи-
Относительная скорость поршня изменяется по закону кривой,
представляющей собой судку синусоиды и полусинусоиды.
Ускорение поршня X в относительном движении находят из
выражения
Величина ускорения X определяет динамическую нагружен-
ность гидравлической машины.
В выполненных конструкциях радиально-поршневых гидромашин
можно пренебречь.
Поэтому, кинематический анализ относительного движения
поршней в радиально-поршневых гидравлических машинах можно
вести, используя зависимости:
X =(€> + &.) (5.4)
тывая, ЧТО
зависимости
х лг e-co-wt' <1
('5.7)
Подача Подача
- 35 -
1. Спьато/г ъ. Распределитель
2. Ротор 4 Яорьиень
Рис 5.2. Росцетноя dxejua
Рис. S.b. Ярасрикц асол-е$очи# ноаачц paSoneij
‘Ярид\*ости В радиольно-поршневых насосах.
- 36 -
5.1.1. Равномерность подачи (расхода)
насоса гидромотора.
Мгновенная подача (расход) рабочей жидкости (hi i-тым
цилиндром пропорциональна относительной скорости поршня и
составляет величину
Qri -* /' *1
При равномерном распределении осей цилиндров в роторе, их
центральный угол р составит величину
360
?
(5.8)
Формулы (5.5)... (5.8) дают возможность выявить характер
изменения мгновенной подачи (расхода) рассматриваемой гидрома¬
шины.
Для первого цилиндра
П > «■ ^ toУ (Jet) ;
Qn
Для второго цилиндра
Qr - f.Xj - у" &CJO L Ж* $
Для i-того цилиндра
QjI = j.xL - feu) fib- l* * (Z
где f - площадь цилиндров;
i - число цилиндров, находящихся в момент времени t в наг¬
нетающей полости.
Для нечетного числа цилиндров
£ ± /
L -
(5.10)
Для четного числа цилиндров
- -37 -
L
JL
(5.11)
Число цилиндров, находящихся в полости нагнетания гидро-
машины ограничивается условием
с<+ (L -■/).<{ ч< 180 *
Суммарная подача (расход) рабочей жидкости всех цилинд¬
ров. находящихся в полости нагнетания гидравлической машины
Огмт составит :
чи ■£ <*,■£«•
Ы
JLfci * Мл$(d+(5.12)
я ■ •
Для гидромашины с нечетным числом цилиндров ( ——).
после преобразований получим:
Л С0§-
Для гидромашин с четным числом цилиндров
sLecj0. §f>* U
™~ J -Зал
я
(5.13)
(5.14)
Из (5.12)...(5.14) следует, что поскольку в процессе наг¬
нетания радиально-поршневой гидравлической машины, принимают
участие одновременно несколько цилиндров и подача каждого из
- 38 -
них носит дискретный характер, то расчетная подача (расход-
для гидромотора) такой гидромашины будет пульсирующей; чем
больше число цилиндров вступает в полость нагнетания, тем
меньше будет амплитуда пульсации и выше ее частота подачи
(расхода). Для однорядных радиально-поршневых гидравлических
машин с четным числом цилиндров число пик, приходящихся на
угол поворота ротора гидромашины 180° , равно числу цилиндров,
а для гидромашин с нечетным числом цилиндров - удвоенному их
значению. Амплитуда пульсации подачи рабочей жидкости при не-
етном числе цилиндров будет, соответственно, меньше, чем при
четном (41.
На рис 5.3. приведены расчетные графики колебаний подачи
рабочей жидкости радиальных роторно-поршневых насосов с числом
цилиндров 2=5 и 2=6.
Из графиков следует, что более высокая неравномерность
подачи (расхода) рабочей жидкости при четном числе цилиндров
обусловлена тем, что цилиндры в такой гидромашине располага¬
ются диаметрально противоволожно, из которых два могут однов¬
ременно находиться в нейтральном положении.
Неравномерность потока рабочей жидкости в гидравлических
машинах оценивают коэффициентом пульсации 6^
6» =
Qt
fmoni
а
Qt t
Т тмг
(5.15)
где Qlmax и Qjni" - максимальное и минимальное значение подачи
Or
Cf>
(расхода);
среднее значение подачи.
Q7ef> = v-л
Для практических (инженерных) расчетов можно использовать
эмпирические выражения [23.
При четном числе цилиндров в радиально-поршневой гидрома-
"ИНв <do )
При нечетном числе цилиндров
- 39
Пульсация подачи рабочей жидкости влияет на работу гидро¬
передачи при неустановившемся движении вала гидромотора, вызы¬
вая колебания давления рабочей жидкости. Колебания подачи
насоса - одна из основных причин возникновения вынужденных ко¬
лебаний гидропривода, следствием которых может быть резонанс¬
ное состояние системы [4].
При вращении ротора радиальной роторно-поршневой гидрав¬
лической машины^ в точке контакта поршня со статорным кольцом
возникает сила N, направленная к геометрической оси статора
рис.5.2.
Зту силу можно разложить по законам механики на силы
Р и Т. _
Сила Р направлена по оси поршня и уравновешивается силой
давления рабочей жидкости, усилием пружины, силой трения и т.д.
где d и диаметр цилиндра и давление рабочей жидкости.
Сила Т - нормальная к оси цилиндра, создает крутящий мо¬
мент. При работе рассматриваемой гидравлической машины в режи¬
ме насоса эта сила преодолевается крутящим моментом источника
энергии; при работе гидромашины в режиме гидромотора составля¬
ющая Т создает крутящий момент, приводящий ротор во вращение.
Сила N - реакция статорного кольца, нагружает распредели¬
тельную цапфу, опору у кольца, создает контактную напряженность
сопряженной пары "поршень-статорное кольцо".
5.2. Силы, действующие в радиальной
роторно-поршневой гидравлической машине.
Крутящий момент.
(5.16)
(5.1?)
- 40 -
N
Ш f
(5.18)
W
Согласно расчетной схеме, (рис. 5.2.). из треугольника
1 (5.19)
А
е
откуда
UVloL
)
f - J
Поэтому
j = р.и\отшк:^)] ^ Р ж
^ _ Л
У = С<% [(№ Ahi(f &»<£)]
(5.20)
Для многоцилиндровой гидравлической машины
5.2.1. Крутящий момент
(5.21)
Мгновенное значение крутящего момента в i-том цилиндре.
(рисД.2.). составит величину
(5.22)
где
С'*
- 41 -
Mr-= P-jtihdi
(5.23)
Для радиально-поршневой гидравлической машины объемного
гидропривода с закрытым кругом циркуляции рабочей жидкости
мгновенная величина эффективного крутящего момента определя¬
ется из зависимости . £
, (5.24)
14 4 I
где ^ М„1 ~ суммарный крутящий момент создаваемый в полости
нагнетания;
Й MHl=? f-tfoJi jeMc/j
(5.25)
С н - число цилиндров* находящихся в момент времени t
L в полости нагнетания гидромашины;
2^Mil ~ суммарный крутящий момент* создаваемый в полости
* 0 всасывания гидромашины;
Lg - число цилиндров* находящихся в момент времени t
в полости всасывания.
При нечетном числе цилиндров;
Из выражений (5.24)...(5.20) следует, что при работе
радиальной роторно-поршневой гидравлической машины имеет место
неравномерность крутящего момента по закону гармонических
функций; причем реальная неравномерность крутящего момента
усиливается компрессионными процессами* запаздыванием работы
распределительного узла и пульсацией давления рабочей жидкости.
Средняя величина крутящего момента рассматриваемой гидро¬
машины находится из выражения
42
U = UjVo А/1- (5.27)
' 1 Ж
5.5. Последовательность расчета радиально-поршневых
гидравлических машин.
5.5.1. Выбор основных оценочных показателей.
Основными оценочными показателями объемных гидравлических
машин являются расчетная 9т. действительная Од подачи насосов
(расходы - для гидромоторов), скорость вращения вала п. давле¬
ние рабочей жидкости р. крутящий момент М. мощность N.
При расчете насосов исходными являются *Пнта?,
р'Нтак; ПРИ Расчете гидромоторов - крутящий момент на его валу
частота вращения его вала, максимальное давление
рабочей жидкости [1Н та? .
Разработка рекомендаций по выбору оценочных показателей и
оптимальному конструированию гидравлических машин относится к
разряду сложных инженерных задач, поскольку решения по резуль¬
татам проводимых анализов и моделирования получаются неодноз¬
начными.
При проектирования новых машин следует максимально
использовать достигнутый опыт зарубежного и отечественнного
создания объемных гидропередач, учитывать тенденции их перспек¬
тивного развития.
Выбор максимальной величины рабочего давления А рп>*х .
Исходя из выражения для мощности гидравлической машины
(4.16) bf-U-V0 'П'др t повышение рабочего давления Др ведет
к увеличению этого показателя.
Величина мощности обычно ограничивается . поэтому при вы¬
боре максимального значения А рм, исходят из реализации ком- •
пактности гидромашины и ее массы (металлоемкости), стремясь к
снижению ее рабочего объема Uo.
Для радиально-поршневых гидравлических машин величину ма¬
ксимального рабочего давления выбирают в пределах 20...50 МПа.
В конструкциях таких гидроагрегатов с гидростатической разгруз¬
кой рабочее давление жидкости может быть доведено до 50 МПа [4].
- 43 -
Выбор частоты вращения -
Из выражения для мощности гидравлической машины (5.16)
следует, что при фиксации показателей, составляющих ее: N,др
повышением частоты вращения Л#** также можно снизить ее габа¬
риты и массу. Однако, скорость вращения гидромашины ограничи¬
вается возможностью нарушения условия "неразрывности потока"
рабочей жидкости и резким повышением механических потерь мощ¬
ности.
Для радиально-поршневых гидравлических машин максимальная
скорость их вращения /lw< выбирается в пределах 900...3000
мин'"*’ .
5.3.2. Последовательность расчета
радиально-поршневых гидромашин
(на примере расчета насоса).
Исходными данными для расчета насоса являются действи¬
тельная подача Q$m>ar , максимальная частота вращения Пы ,
максимальное давление в полости нагнетания /I н та* и величи¬
на объемного КПД 2 он • ~
1. По заданной подаче насоса Qj >пвг определяется расчетная
(теоретическая) подача Qr(nl
&.(„> = , (5.28)
где О он для номинальных режимов работы насоса принимают
0,96...0,98 [13.
2. Исходя из заданной частоты вращения вала насоса, нахо¬
дят его рабочий объем
Чн = SjtLn^. (5.29)
3. Определяют, используя (5.29), диаметр цилиндра бн.
/TtCL\f
£ г
dc/
Ц
'-и
-г
(5.30)
Умножив и разделив.(5.30) на величину бн, получим :
44 -
V . . h
v0k = —;— —
C.„
(5.31)
где i принимают, по опыту созданных конструкций, в пределах
Ъ - число цилиндров.
Исходя из конструктивных соображений . число цилиндров Ъ
выбирается предпочтительно нечетным в пределах 5... 11.
На основании вышеуказанных соображений, определяется диа¬
метр цилиндра.
Полученная величина диаметра бн корректируется по ГОСТ до
ближайшего значения.
Гидравлическая связь рабочих камер радиально-поршневых
гидромашин, оснащенных цапфовым распределителем ( и не только
этого типа конструкции гидромашин) осуществляется через специ¬
ально выполненную расточку, в роторе, называемую проходным ок¬
ном 8. рис.5.4.
Диаметр этого окна определяется из уравнения расходов ра¬
бочей жидкости
(5.32)
(5.33)
где fo - площадь сечения проходного окна
do - диаметр проходного окна;
'Цож - скорость рабочей жидкости в проходном окне;
ТГож = 3...4 м/с для закрытых гидросистем.
ТГож = 2...3 м/с для открытых гидросистем.
4. Производят расчет распределительного узла.
В большинстве конструкций радиально-поршневых
гидравли
- 45 -
ческих машин в качестве распределительного устройства, по ком¬
поновочным соображениям, применяется цапфа рис.5.4.
Диаметр проходных каналов бк, определяется по максималь¬
ной теоретической подаче рабочей жидкости
где Чен- число каналов в нагнетающей полости распределителя.
Общее число каналов будет равно удвоенному числу
'Цкж - скорость рабочей жидкости в проходных каналах;
ТГкж = 5...6 м/с для закрытых систем;
ТГкж = 3...4 м/с для открытых систем.
Определение размера уплотняющей перемычки является важ¬
нейшим этапом проектирования цапфы. Предварительно, по опыту
созданных конструкций, ширина уплотняющей перемычки S назна¬
чается больше диаметра проходного окна de.
S = do + (0,2...0,6) мм (5.36)
Такое соотношение между S и do исключает глубокий вакуум
при переходе цилиндров из полости всасывания по поверхности
перемычки S к "нейтрали" и компрессию рабочей жидкости при
движении цилиндров от "нейтрали" к полости нагнетания.
По условиям прочности и жесткости для рассматриваемых
конструкций гидравлических машин широко применяется четырехка¬
нальный цапфовый распределитель рабочей жидкости. Диаметр Dn
такой цапфы делается из геометрических соотношений, рис.5.4.
Диаметр расположения осей проходных каналов Dk находят
из выражения ;
Dk = /Г (dK + S) . (5.37)
Следовательно, диаметр цапфы будет равен
Бц = Вк + бк + 2 ^ (5.38)
где Bi - наименьшая толщина стенки распределительной цапфы;
dJ >/0,3 dH (dH - диаметр цилиндров).
- 46 -
Осевые размеры цапфы , рис.5.4. выбирают
в долях диаметра
цапфы
-£/ = (2.0.. .2.5) Оц
Q = (1,5...1,9) Вц
% -- (0,3. ..0,4) Вц
(5.39)
где - полная длина цапфы;
&- координата приложения силы Рн и Рв;
Ь - ширина фрезеровки цапфы.
Цапфа изготавливается из сталей 12ХНЗА, 12ХГТ. Ее поверх¬
ность упрочняется до HRC=56...60.
Прочность цапфы проверяется на изгиб под действием сил
давления рабочей жидкости в нагнетающей Рн и во всасывающей Рв
гидролиниях и оценивается по величине нормальных напряжений^ ,
рис.5.4.
Для уменьшения нагрузки на цапфу применяют гидростати¬
ческую разгрузку [4].
5. Проводят расчет ротора гидравлической машины.
При проектировании ротора , рис.5.5. необходимо исключить
смятие цилиндров под действием тангенциальной силы Т на
рис.5.2. Для этого минимальная величина оставшейся части порш¬
ня в цилиндре £ , при максимальном ходе его h ^= (1,0...1,5),
определяется из зависимости
где Hz - осевой момент сопротивления.
(5.40)
Ш r t tO-SJS*
б б
Oi - 150...250 ммг. для сталей 12ХЗА, 12ХГТ.
2 (1,5...2,0)
(5.41)
Полная длина цилиндра составляет величину
%
- 47
Puc.5A. Рос!чдтная схема и> а пере иного распредели-
ппеля
(о,2 d... о.Ъс!)
Рцc.fS. Paduemnая схема ротора цилиндров
Рис. 576. Раёчетноя схема /готова и,иландроВ
на прочность
— 48 -
- °4 +&1 C5.42)
где Qi - минимальный размер* определяющий "недоход" поршня
до днища цилиндра Qf = (0,t'.. .0,2)d С43.
Подставляя значения Qi , hтл4и £ будем иметь:
2Н = (0,1...0,2)d + (1,0...1,5 )d + (1,5...2,0 )d = С 2,6 3,8 )d
Длина поршня составляет величину
= (5-43)
где Q^ - наименьший размер выступающей части поршня в ,его ис¬
ходном положении, обеспечивающий контакт со статорным
кольцом, рис.5 Л. О' >/0,26.
= С1,0... 1,5)d + (1,5.. .2,0)d + 0,2d = (2.7...3.7)d
Внешний диаметр ротора Dp цилиндра, определяется из выра¬
жения
Dp = 2с ц + 0ц + 2Ог , (5.44)
где высота проходных окон ротора, Ог >, 0,Збн.
Подставив значения и Oz , получим
Dp = Оц + (5,8...7,8 )бн
Ротор изготавливается из антифрикционного материала или
из стали . В последнем варианте должна быть предусмотрена
втулка, рис.5.4., которая будет выполнять функцию подшипника
скольжения и поэтому должна изготавливаться из антифрикционно¬
го материала.
В качестве материалов ротора, в паре со стальной цапфой,
можно использовать фосфористо-оловянистую бронзу Бр 0Ф-10 -
сплав, содержащий 58% меди и 38% цинка, сурьмянистую бронзу, а
также сталь Ст12ХНЗА, Ст20Х с термообработкой (цементацией)
НЯС^бО.
В стальной конструкции ротора выполняется расточка под
втулку.
- 49 -
Расчет ротора радиально-поршневой машины на прочность.
Ротор такой гидравлической машины рассчитывается, как
условная толстостенная труба, рис.5.6., у которой *t4- радиус
цилиндра, - наружный радиус этой условной трубы.
kj _ .У.*
где
+ $*r>Lh
(5.45)
наименьшая толщина стенки ротора.
той
Л
При работе рассматриваемой гидравлической машины под наг¬
рузкой, в стенках его ротора возникают тангенциальные (34 и ра¬
диальные нормальные напряжения, величина которых определя¬
ется по формулам Ламе
/V Л
1-
*1
>
г = А
(5.46)
Если ротор испытывает напряжения только от давления рабо¬
чей жидкости, то при любом Д проявится закономерность:
1) (Г*<0 , (Tt >0 ; причем (0^1 > \0^j;
2) Опасные точки "к" будут находиться на внутренней по¬
верхности цилиндра.
Опасные напряжения возникнут при наименьшем Т , т.е. при
d,
Поэтому, согласно (5.46), при Y = 4f - ,
«- * Ш А-
'ЛАУ
будем иметь
(5.47)
50-
Графическая зависимость (% = fc^t). = fiH* ) представле¬
на на рис.5.6.
Деформации внутренних слоев ^ и ротора рассматривае¬
мой гидравлической мамины определяются из следующих формул
&
г.
- Цк -j»k)
- ifc
l
где £x -
(5.48)
4
деформация ротора радиально-поршневого насоса в ради¬
альной плоскости;
тангенциальная относительная деформация;
коэффициент Пуассона;
для стали JU - 0.3;
для бронзы и меди JU - 0.32...0.35;
Е - модуль упругости 1 рода;
для стали Е = (2.1...2.3)»10ь МПа; ^
для меди и бронзы Е = (1.0...1.3)•10 МПа.
Определив основные размеры цапфы, ротора и установив их
прочность, приступают к проектированию статора и к техническо¬
му проекту радиально-поршневой гидравлической машины.
Пример. Спроектировать радиальный роторно-поршневой насос
г объемной гидропередачу с закрытой циркуляцией
масла и рассчитать его основные оценочные показа¬
тели. если дано:
- действительная подача Од = 225 л*мин* ;
- максимальное давление рабочей жидкости
на выходе из насоса fu, 21 МПа.
на входе - fi$ - 1.0 МПа;
- максимальная частота вращения ротора насоса
2000 мин :
- объемный КПД 0.95;
- механический КПД/0 = 0.94.
о ми
Расчет проводится по расчетным схемам этого раздела, сох¬
раняя принятую последовательность.
- 51 -
1. Определяется расчетная С теоретическая) подача
&
CU
.. е
/пл>
е>н
. „0 -4
-095 238 *'тН ■
2. Величина рабочего объема насоса
Uoh =
П
Н /па.?-
лооо
3. Принимая число цилиндров 2=9» i =
- 0,119 л/об = 119 см/о5.
^ТУ - 1*0 ,находим
величину диаметра поршня
J Г"Щ
бн
V
Ои
= 2,5 см = 25 мм.
Ji L г
4. Задаваясь скоростью рабочей жидкости в проходных окнах
1Гож = 4 м/с, определяем их диаметр do (5.34)
do
bQrtk)
4 J3S- -fot
60Ж -l-VoM.
60 Л ^
- 11,8 мм.
Примем do=12 мм.
5. Согласно (5.35), предварительно приняв общее число про¬
ходных каналов в распределительной втулке четыре, а скорость
жидкости 'Цкж = 5 м/с, находим их диаметр dK
& --
у кЛ • L $)*•**
Примем dx=22 мм.
Малое занижение диаметра dK вполне допустимо, т.к. ско¬
рость рабочей жидкости, в этом случае, не превысит предельного
значения,
6. Размер уплотняющей перемычки цапфовой втулки S опре-
дится из (5.36)
4 .ЛЗЯ-ЮЬ
боя i t-JP3
- 22,2 мм.
S = do + (0,2...0,6) = 12,0 + 0,6 = 12,6 мм.
- 52 -
7, Наружный диаметр цапфы Dq, задаваясь наименьшей толщи¬
ной ее стенки fa^ = 0,3d, составит величину
Dq = dK + f~2 Cdn + S) + 2§/ =
= 22 +Г2 (22 + 12,6) + 2- 0,3-25 = 86,478 мм
Для конструирования насоса примем Dq = 90 мм.
8. Осевые размеры цапфы выбираем, согласно (5.39), рис.5.4.
(2,0.. ,2,5)Dq = 2,0*90 = 190 мм;
£= (1,5.., 1,9)Вц = 1,5*90 = 135 мм;
4? - (0,3.. .0,4)Dq = 0,35* 90 - 31,5 мм.
Приступаем к определению основных рамзеров ротора гидрав¬
лической машины, рис.6.5.
8. Принимая:
- длину "заделки" поршня в цилиндре (5.41) Ч - 2,0d;
- максимальный ход поршня h^= d;
- величину Ofz, 0,Id,
находим длину цилиндра.
+ £ = 0,id + d + 2,0d = 3.1 d = 77,5 кк.
9. Длина поршней (5.43) составит величину
t* = Ь„в|г-+ I + = d + 2d + 0,2d = 3,2d = 80 кк.
10. Диаметр ротора насоса, согласно (5.44), будет равен
Dp = 2 Чч + Dq + 2 Qji = 2*3,Id +. 90 + 2*0,3d = 260 мм.
Расчет на прочность ротора насоса, согласно расчетной
схеме, рис.5.б. Имеем ^
4у = -j- = 1,25 см.
^ = 1,25 + 1,0 = 2,25 см, при 8j- 0,4d.
Максимальные напряжения и Q* , согласно задания, будут
равны (5.47) i
- 53
%l f rl
- tiо
ч1 - г/
juH war *
”Д =
-21 МПа.
деформации
* £
*21 = 67 МПа;
Jt-3'Ю-
1
•(-21 - 0,3*67 ) = -0,00018
£; = -j- c(^‘-JUfft) = -^-/67 - 0,3*21 ) = 0,00032
Абсолютные деформации
At = <?*•# = 0,00018-10 = 0,0018 < 0,006 км
at = S4.$. = 0,00032 -10 = 0.0032 < 0,006 hh
Мощность источника энергии определится из зависимости
: Vm_ * ft и Г 'AJl те.ж_
X
'= 81,5 кВт.
'г*а< /) . Л
£ он ни
Величина крутящего момента, подводимого к валу насоса Мн,
будет равна
Мн
Уон • л /з
-
г
= 403 Н-м.
- 54 -
6. КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ АКСИАЛЬНЫХ
РОТОРНО-ПОРШНЕВЫХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ МАШИН
Аксиальные роторно-поршневые гидравлические машины (сок¬
ращенно аксиально-поршневые ГМ) являются преобразователями
энергии, в которых поршни расположены в блоке у цилиндров
аксиально. Они получили самое широкое распространение в маши¬
ностроении, обладают высокими характеристиками по массе и га¬
баритным размерам, отличаются высокой компактностью и малыми
потерями мощности и имеют очень малую величину момента инерции
вращающихся масс.
Частота вращения таких ГМ мощностью более 50 кВт нахо¬
дится в пределах 1800...5000 мин~* , могут длительное время ра¬
ботать под высокими нагрузками, составляющими 21...70 МПа Ш.
Объемный и механический КПД лучших образцов та¬
ких гидромашин при номинальных скоростных и силовых нагрузках
составляет 0,98...0,99 Ш.
Большим достоинством рассматриваемых гидравлических машин
является высокая приемистость (быстродействие): изменение по¬
дачи насосов от Qh=0 до 0н=0ншах под номинальной нагрузкой
осуществляется за 0,04 с.
Момент инерции аксиально-поршневых гидромоторов мощностью
60 кВт составляет 1/60 часть момента инерции электродвигателей
той же мощности [41.
Объемный гидропривод, составленный из рассматриваемых
конструкций ГМ, обладает эффективными тормозными качествами:
полное торможение вала гидромотора под номинальной нагрузкой
происходит за 0,2 с.
Характеристики аксиальных роторно-поршневых гидравли¬
ческих машин фирм "Saner" и "Gydroiatick" представлены в таб¬
лицах 6.1. и 6.2.
Аксиальные поршневые гидравлические машины имеют класси¬
фикацию, сходную с классификацией радиально-поршневых гидроаг¬
регатов, рассмотренных в разделе 5.
Конструктивно они выполняются:
- с наклонным диском, рис.6.1.;
- с наклонным блоком цилиндров, рис.6.2.
Принципиальная разница между ними состоит в формировании
крутящего момента.
- 55 -
Таблица 6.1.
Характеристики аксиально-поршневых
гидравлических машин "Sauer"
(с наклонным диском)
NN
типо¬
раз¬
мера
Рабочий
объем
0о,
см*/об.
Максимальная
частота
вращении,
п аах,
об/мин
Максимальный
крутящий
момент
при давлении
35 МПа,
Н-м
Эстановочная
мощность,
кВт
Масса,
кг
20
35,2
3800
161
64,1
11
21
51,5
3500
258
94,2
34,4
22
69,8
3200
339
115,5
39,9
23
89
2900
446
134,0
42,7
24
118,3
2700
593
167,0
69,6
25
165
2400
828
207,0
79,3
26
226
2100
1133
256,0
104
2?
332
1900
1667
331,0
153
28
556
1800
2785
523,0
310
- 56 -
Таблица 6,2.
Характеристики аксиально-поршневых
гидравлических машин "fiydroiatick"
(с наклонным диском)
NN
типо¬
раз¬
мера
Рабочий
объем
Оо,
см3/об.
Максимальная
частота
вращения*
fl шах*
об/мин
Максимальный
крутящий
момент
пр!ояЙГии
Н*м
Максимальная
мощность*
кВт
Масса,
^ кг
насоса
Й20
(гидро-
мотора
А2П
28
28*1
4750
182
89
29(12.5)
55
54*8
3750
358
138
58(23)
80
80
3350
520
179
(33)
10?
107
.3000
694
214
100(44 )
160
160
2550
1040
283
- (63)
225
225
2350
1483
353
200(88)
468
468
1900
3045
594
- (200)
915
915
1500
4753
732
- (468)
- 57 -
Во-первых - крутящий момент реализуется непосредственно
на поршнях блока цилиндров* который является нагруженным зве¬
ном гидравлической машины; во-вторых - крутящий момент форми¬
руется на фланце вала* а блок цилиндров разгружен.
Аксиально-поршневая гидравлическая машина с наклонным
диском* рис.6Л.* включает стальной корпус 1* блок цилиндров 3
с приводным валом 9* опирающимся на подшипники 5 и 8. В
расточках блока цилиндров устанавливаются поршни 2* которые
опираются на наклонный диск (в совершенных конструкциях через
опорные башмаки) Положение наклонного диска по его углу пово¬
рота ^ осуществляется исполнительными силовыми цилиндрами
системы управления. От величины угла наклона ^ диска зависит
ход поршней относительно цилиндров* а следовательно* и подача
(расход) рабочей жидкости.
Общим для обеих конструктивных разновидностей таких гид¬
равлических машин является применение торцевого распределения
рабочей жидкости* осуществляемое сопряженной парой (рис.6.1.)
"блок цилиндров 9 (приставное дно) - распределительный диск 4".
В распределительном диске выполняются серповидные окна*
соединяющие подпоршневые полости блока цилиндров соответствен¬
но со всасывающей и нагнетающей гидролиниями передачи.
При работе гидромашины в режиме насоса* поршни совершают
возвратно-поступательное движение. Жидкость из всасывающей
гидролинии через серповидные окна распределительного диска за¬
полняет подпоршневые полости блока цилиндров* затем пере¬
носится в напорную полость и в напорную гидролинию гидропере¬
дачи.
Рабочий обТ>ем насоса* следовательно и его подача* изменя¬
ются в результате изменения угла ^ поворота диска. При пово¬
роте наклонного диска на отрицательный угол всасывающий канал
становится напорным* а напорный - всасывающим. За счет измене¬
ния направления потока рабочей жидкости осуществляется ре¬
версирование гидромотора ОГП.
На рис.6.2. представлена схема гидравлической машины с
наклонным блоком цилиндров 4* в расточках которого перемеща¬
ются в относительном движении поршни 6* соединенные шатунами с
упорным фланцем 3. Блок цилиндров выполненных конструкций та¬
кого типа гидромашин устанавливается в люльке 9* которая может
поворачиваться относительно корпуса гидравлической машины.
- 58 -
*• Виском ^'П0^ашеЬал Ромашине, с наклонны*
А-А
Рис 62. Лксиальн.о- поршне EqSL гиЪромосиино
HblM S/ZOtCoJU
с НакуЮМ-
Рис 6Ъ. кри&ые пути, от носи темной Скоро с щи и.
ускорений норилнЯ & уиАц&Ъре.
- 59 -
Работа рассматриваемой гидравлической машины осуществля¬
ется аналогично работе гидромашины с наклонным диском. Но из¬
менение рабочего объема, а следовательно подачи (расхода) ра¬
бочей жидкости, определяется углом наклона блока цилиндров.
6.1. Кинематика аксиально-поршневых
гидравлических мамин
Кинематика аксиально-поршневых гидромашин описывается до¬
вольно громоздкими формулами, которые при практическом исполь¬
зовании в инженерных расчетах обычно заменяются более простыми.
Такие уравнения получаются в результате анализа упрощенных ки¬
нематических схем гидравлических машин.
6.1.1. Средняя подача (расход) аксиально-поршневых
гидравлических машин (ЙПГМ) с наклонным диском
Конструктивная подача Qt таких гидравлических машин опре¬
деляется зависимостью
Qt = f' h-z*n . (6.1)
где f - площадь цилиндра гидравлической машины;
е „ Jid1 (6.2)
Т ~ 14
d - диаметр цилиндра;
h - перемещение поршня.
k = ; (6>3)
^Г- угол наклона диска;
диаметр расположения осей блока цилиндров;
z - число цилиндров;
/2#- частота вращения вала гидромашины.
Подставляя (6.2) и (6.3) в (6.1). получим
Qhit) ~ 'У' £ • П.н •
Максимальная конструктивная подача насоса <$*««при задан¬
ных d. z. и п будет зависеть от максимального угла наклона
диска ^£шах.
Qth#>ixX(7) - Z’/l» -
~ Vo*
(6.4)
60 -
12
N
/V
ШЛ
N=Poos^r
деист ёфсщие $ аксиально -поп.шне£ы*
2 dn'°cu^U?CiX: с наклонным диском
о . с наклонным Зло коле
- 61 -
где V0 - максимальный рабочий объем гидромашины
V. - Лс / к .
% ^ <Ю$ ’ Up QrrUXX
(6.5)
Для регулируемого аксиально-поршневого насоса
где U# - параметр регулирования
-1.0 ^ - Цн ч< 0 ^ +(JH $ +1,0.
и - /Д—
» ' f I Ун
Г»
Для таких гидравлических машин угол наклона диска ^ в вы¬
полненных конструкциях не превышает 18 .
6.1.2. Кинематика аксиально-поршневых
гидромашин с наклонным диском
При расчетах АПГМ с Наклонным диском и опорой поршней через
сферическую головку и опорные башмаки (наиболее распространен¬
ная в машиностроении конструкция) допускают, что при вращении
блока цилиндров, точки контакта поршней с наклонным диском на¬
ходятся на осях поршней, рис.6.1. [41. В этом случае все
расчеты производятся исходя из диаметра блока цилиндров .
Соответственно, значения перемещения - Ot * скорости -9L
и ускорения ~ЭС при повороте блока цилиндров гидравлической ма¬
шины на угол oi - cOt относительно положения, соответствующего
началу нагнетания рабочей жидкости, можно вычислить из зависи¬
мостей
ж -
1 _ oU _ £>s
Ж ~ ~Г
сО
Iff'
£C*i оС
As
(6.6)
где СО - угловая скорость поворота блока цилиндров.
Подача (расход) От,без учета объемных потерь рабочей жид¬
кости в АПГМ. как и подача (расход) в рассмотренных в разделе
- 62 -
5 радиально-поршневых гидромашинах,имеет неравномерный пульси¬
рующий характер и слагается из подач (расходов) рабочей жид¬
кости в отдельных цилиндрах ГМ, совершающих рабочий цикл в мо¬
мент времени t. к •
ш сб*?)
, и», v/k ;
где d-i - угол поворота i-го цилиндра в полости нагнетания;
Ц - число цилиндров гидромашины, находящихся в момент
времени t в полости нагнетания.
Если общее число цилиндров - четное, то
Qrl.Mrtby .
Тт J Л о» Л» %
При нечетном числе цилиндров
Q, г / cm&i-%()
0 ' Ч»
(6.8)
(6.9)
Мгновенная подача (расход) рабочей жидкости в гидропере¬
даче, составленной из аксиально-поршневых гидравлических ма¬
шин, также как и в объемном гидроприводе, включающем радиаль¬
но-поршневые гидроагрегаты, согласно (6.?) описывается кусоч¬
но-непрерывной функцией в виде отрезков синусоид.
Величина пульсации рабочей жидкости в объемном гидропри¬
воде, составленном из аксиально-поршневых гидравлических машин
оценивается по формулам раздела 5.
6.1.3. Кинематика аксиально-поршневых гидромашин
с наклонным блоком, рис.6.2.
По аналогии с 6.1.2. средняя подача (расход) Qcp рабочей
жидкости, без учета объемных потерь мощности ГМ, определяется
зависимостью .
Qaf, Т <бЛ1)
где Л - диаметр окружности центров заделки шатунов во флан-
<7 це вала.
- 63
Максимальная средняя подача (расход) рабочей жидкости та¬
ких гидромашин определяется по формуле
Q.
та. х
где
I
(6.12)
максимальный угол наклона блока цилиндров,
Jw 25---ЗО0 [41;
число цилиндров (предпочтительно выбирается нечетным).
Для регулируемых и реверсивных гидравлических машин
Qy, - U'V, (6.13)
где - рабочий объем;
Vq ' ^~2~ ^
U - параметр регулирования. . ~
Значения деремещения поршней скоростей их движения
и ускорения - % относительно положения соответствующего началу
нагнетания рабочей жидкости при повороте блока цилиндров на
угол oi - а) £ будут
%
* »
*сО • -iirift
(6.14)
%> * s л • X '*™d**T ^ ^ K--0; 1.. .n
% ' £ *>л*~ ^ При pt = “I—^;K=1;2...
Ф $ !• j£T) f V A ^
при^ = ^ к=0; 1; 2...
Величина ускорения должна учитываться при расчете условий
"неразрывности потока" рабочей жидкости во всасывающей гидро¬
линии и в самих цилиндрах.
Ускорение поршней во вращательном (переносном) движении /п
направлено к центру вращения (центростремительное ускорение)
блока цилиндров и равно
- 64 -
*(#■?, (ал5)
где J> - расстояние от выбранной точки До оси блока цилиндров.
Для точек, находящихся на оси вращения
& / (6.16)
где /?/- радиус блока цилиндров. в.
te Графическая интерпритация функций # = f( d ),£ = fiat ),
%< - fid ) аналогична графической зависимости таких функций для
гидромашин с наклонным диском, рис.6.3.
Для более точных расчетов учитывают влияние непараллель-
ности штоков и асинхронность карданной связи [4].
Мгновенная подача (расход) рабочей жидкости От в рассмат¬
риваемых ГМ будет описываться уравнением
Qr -Of (6.17)
* J * i-1
где У~$СпсС.в зависимости от величины К, будет определяться,
, 6 *
1*1
соответственно, формулами (6.8).,.;.(6.10).
Графическая интерпритация 0T=f( ^ ) представлена на рис.
6.3.
Конструктивной особенностью АПГМ с наклонным блоком явля¬
ется так называемый дезаксиал. под которым понимается отноше¬
ние К - /Ю$, причем . Зто неравенство при оптималь¬
ном К, практически исключает влияние колебательного движения
шатунов на подачу (расход) рабочей жидкости ГМ.
Рациональная величина дезаксиала оценивается зависимостью
^ (6Л8)
При соблюдении этого условия закон колебательного движе¬
ния поршней аксиально-поршневых ГМ с наклонным блоком прибли¬
жается к моногармоническому Ш.
Для аксиально-поршневых насосов с наклонным блоком, у ко¬
торых $**.*=30°, величину К выбирают в пределах 1.055... 1,072.
Для гидромоторов этого типа К=1,072.
- 65 -
6.2. Определение сил и крутящих моментов
в аксиально-поршневых ГМ.
Из условия равновесия аксиально-поршневой гидромашины с
наклонным диском, рис.6.4.. следует, что
где
Р
Р -- р + т,
сила давления рабочей жидкости;
р - , .
и - А ^ >
(6.19)
(6.20)
где jlr - давление рабочей жидкости;
jf - нормальная составляющая силы Р, которая нагружает
опору наклонного диска и определяет величину кон¬
тактных напряжений в сопряженных парах.
Сила // зависит от угла наклона диска и практически не
зависит от угла поворота блока цилиндров;
7* - составляющая силы Р, формирующая крутящий момент на
валу гидравлической машины.
т- Р.ць
(6.22)
Крутящий момент Mi, развиваемый i-ым поршнем рассматрива¬
емой ГМ составляет величину ~
. T.J); = P.fy-
(6.23)
где ft - плечо силы Ti, зависящее от угла поворота Ы; блока
^ цилиндров;
Суммарный крутящий момент Мгм гидравлической машины может
быть вычислен из зависимости
Нм |% 01 l
L- f
?
(6.24)
- 66 -
Разрез окон о и b показан услодно
А
ТГР
\
V.
УУУ
Ж
г е. . . с, •_
9VLC.6.5. Распределительное устройств аксиально-поршне-
8ьп< гидром аилин
Л ВиЭ А
2>н
Рис.&.б. Расчетная схема б’лока цилиндров
67 -
где jit, и fit - давление рабочей жидкости соответственно в по¬
лостях нагнетания и всасывания.
Из (6,24) следует, что результирующий крутящий момент из¬
меняется по гармоническому закону и имеет пульсирующий харак¬
тер.
Для гирдравлических машин с наклонным блоком, рис.6.5,
условие равновесия в статическом режиме их работы запишется
зависимостью (6.19), т.е._ —
. р=Л/*Т,
где N - составляющая сила, нагружающая опору вала
// = Р-емг ;
Т - сила, формирующая крутящий момент
Т - Р
Суммарный крутящий момент, развиваемый такой
ческой машиной может быть записан в форме
к
Мгн
где
А-
d^ /
диаметр заделок шатунов во фланце вала.
(6.25)
(6.26)
гидравли-
(6.27)
6.5, Конструирование и расчет
распределительного устройства
аксиально-поршневых
гидравлических машин (ЙПГМ)
В серийных конструкциях аксиально-поршневых гидравли¬
ческих машин наибольшее распространение получило торцевое
распределение рабочих жидкостей, функцию которого выполняют
прецезионная пара "распределительный диск - блок цилиндров"
(его торцевая поверхность) или "распределительный диск - при¬
ставное дно".
В распределительном диске (рис. 6.1; 6.2. и 6.5.) выпол¬
няется два или несколько серповидных проходных окон, которые
соответственно соединяются с гидролиниями нагнетания и всасы¬
вания. Распределительный диск в гидравлической машине закреп¬
ляется неподвижно, а сопряженный с ним блок цилиндров
(приставное дно кинематически жестко закрепленное на блоке ци-
- 68
Рис.5??. Аксиально- поршчеёые гидр.омаш.ины сонор¬
ными Ъаишакалш поршней (о «8), Рос'четнью.
схемы гидростатической опоры (<?, г,dj
- 69 -
линдров) вращается относительно диска. В распределительном
диске выполнен нейтральный пояс шириной S. который разделяет и
герметизирует полость всасывания от полости нагнетания. Это
обеспечивается условием S>t. где t -ширина проходного окна
блока цилиндров (приставного дна), которая выполняется равной
диаметру цилиндров.
Для исключения "заброса" давления рабочей жидкости при
перемещении цилиндров блока от "нейтрали" в полость нагнетания
и глубокого вакуума при их перемещении из полости всасывания к
"нейтрали" предусматривают чтобы S=(1 * 1...1.2 )t; условие
обеспечивается величиной центральных углов tf, и ^ . которые
выполняются для насосов в пределах 1°. а для гидромоторов ->
1.5...2".
На поверхности распределительного диска технологически
выполняются уплотнительные пояски шириной и Sj,. причем
0.125d. a 0.8$/; Ширину б проходных окон выполняют
выполняют равной Q.5d (c=0,5d). Конструктивные размеры Ry. R^.
R3 и R ч зависят от типоразмеров гидравлических машин и от ком¬
поновочных решений.
В донышках цилиндров блока площади fo проходных окон ши¬
риной t=d выполняются из условий, чтобы скорость потока рабо¬
чей жидкости Vb не превышала бы 8 м/с. Стремятся и к снижению
скорости потока рабочей жидкости, однако это стремление приво¬
дит к снижению прижимающего усилия блока цилиндров к распреде¬
лительному диску.
Поэтому назначают С41
fo = (0.4...0.5 )f. (6.28)
Это условие обеспечивается выбором S и С* . рис.6.6.
S=t. 0.5d.
6.3.1. Расчет сил, действующих
в распределительном устройстве АПГМ
Надежность работы АПГМ и их срок эксплуатации до предель¬
ного износа определяются, при прочих равных условиях, силами,
действующими в распределительной паре "диск-блок цилиндров":
- Силами от давления рабочей жидкости в цилиндрах блока и
- 70
в зазоре распределительной пары;
- Силами трения поршней в цилиндрах;
- Центробежными силами, действующими на поршни в пере¬
носном движении блока цилиндров;
- Боковыми силами от силы Т;
- Силами от динамической и статической неуравновешенности
блока цилиндров.
Определение упомянутых сил представляет сложную инженер¬
ную задачу, поэтому при расчете и конструировании АПГМ учиты¬
вают первую группу сил - сил от давления рабочей жидкости.
На блок цилиндров в этом случае действуют две группы сил;
- силы Fn, прижимающие блок цилиндров к распределительно¬
му диску;
- силы Fo, отжимающие блок цилиндров от распределительно¬
го диска.
Для исключения "раскрытия стыка" в распределительной паре
"распределительный диск-блок цилиндров (приставное дно)" вы¬
полняется условие;
Fn > Fo (6.29)
При расчете сил Fn и Fo учитывается сила Р от давления
рабочей жидкости в полости нагнетания и допускается, что дав¬
ление в масляной пленке на уплотнительных поясках распредели¬
тельного диска распределяется по линейному закону, рис.6.5.
[41.
Поэтому условием "нераскрытия стыка" в распределительной
паре будет неравенство
^ i (б*30)
где № ~ Щ- - для четного числа цилиндров;
Л
ft ~-jti "- для нечетного числа цилиндров;
iV-
‘fССН1Г)
- общая площадь проходных окон распределитель¬
ного диска;
- площадь контакта распределительного диска по
уплотнительным пояскам с блоком цилиндров;
- среднее давление рабочей жидкости в зазоре
стыка распределительной пары.
- 71 -
Определение flc/> представляет значительную трудность [4].
Поэтому в инженерных расчетах принимают
/V -
(6.31)
Превышение силы Fn над силой Fo должно быть ограниченным.
Если Fn >> Fo. то потери мощности в гидравлических машинах на
трение будут большими, а КПД - низким. При малом превышении Fn
над Fo. будет иметь место "раскрытие стыка", что приведет к
высоким объемным потерям мощности.
В инженерных расчетах степень превышения Fn над Fo оцени¬
вается коэффициентом поджима к .
• = У - §■ (6.32)
• /) * п
Величину этого коэффициента принимают в пределах в =
=0.25...0.3. С43. Г
Для уменьшения степени износа поверхностей контакта расп¬
ределительной пары, диаметр Ъь дуги проходных окон диска
стремятся выполнить минимально возможным, допускаемым компоно¬
вочным решением ( Ю0 < ). рис.6.5.
> ■
6.4. Последовательность расчета АПГМ
Порядок и последовательность расчета основных параметров
аксиально-поршневых машин с плоским распределителем, рис.6.1.
и 6.2. сохраняются теми же что и для расчета радиально-поршне¬
вых гидравлических машин (раздел 6).
Исходными данными для расчета аксиально-поршневых насосов
принимаются действительная подача рабочей жидкости -Од. макси¬
мальная частота вращения - . максимальное давление рабочей
жидкости в нагнетающей полости -
Для гидромоторов - максимальный крутящий момент на его
валу максимальное давление рабочей жидкости в полости
нагнетания - р#**? и максимальная частота вращения вала .
Максимальная частота вращения вала аксиально-поршневых
гидравлических машин выбирается из соображений выбора этого
показателя как и для радиально-поршневых ГМ и принимается в
пределах 1500... 6000 мин*^. Верхний предел /I назначается
- 72
для гидромашин малой мощности, табл. 6.1 и 6.2.
Максимальная величина давления рабочей жидкости {1тАжъ по¬
лости нагнетания для совершенных конструкций рассматриваемых
гидравлических машин составляет пределы 35...60 МПа [13.
Номинальная нагрузка - 21...28 МПа.
6.4.1. Последовательность расчета и конструирования
аксиально-поршневых насосов с наклонным диском
1. Определение конструктивной подачи От
/п _ Ол
т ~ Л
0И
где £0ff- 0,96.. .0,98.
2. Рабочий объем насоса Пон,
ется из формулы
V -- —
V 0и /О
п Инг»*.*
(6.33)
исходя из (6.33), определя-
(6.34)
3. Диаметр цилиндров подсчитывают ориентировочно из за¬
висимости (6.5)
h
V»
JrJ1 L *
- ~~Т~ ' А
I/
я»А У
if
■ г --
(6.35)
где f,rhnY- максимальная величина перемещения поршней;
Ат&х~ ^“*20
^ - 3{Щ.
(6.36)
где z - число цилиндров, выбирается предпочтительно нечетным;
* J /уна х
L -
= 1,0...2,0
Полученная величина диаметра цилиндра d, согласно ГОСТ,
корректируется.
4. Расчет и конструирование блока цилиндров, рис.6.9.
Для улучшения подвода рабочей жидкости в цилиндры диаметр
окружности расположения осей цилиндров, с учетом компоно¬
вочных решений, стремятся выполнить наименьшим.
- ?3 -
Его наименьшее значение ограничивается прочностью и жест¬
костью блока цилиндров и определяется из выражения
A)f = (0,35...0,40)d-z (6.37)
Наименьшая толщина стенок Яблока цилиндров между двумя
соседними цилиндрами должна быть не менее Q,4d, (£ >А 0,4d), а
толщина стенок#между поверхностями цилиндров и наружной и
внутренней поверхностями блока цилиндров должна быть не менее
0,3d (а >, 0,3d).
Наружный диаметр еР» блока цилиндров составит величину
<Ю *%)$= fof + {,6oL <6.38)
fit
Внутренний диаметр JDa блока цилиндров
Jty ^*Ds~d АА-JOf-f,6ct (6.39)
Высота Н блока цилиндров определяется иа зависимости,
рис: .6.6 Л а А ■/
// -- f)^ + (<>/■■■ <°)t +4,14л , (6.40)
где / m„.v= С1...2 )d ;
t - длина части поршней находящихся в цилиндрах блока
ПРИ И тьу',
I = (1,4...1,8)d (6.41)
"недоход" поршня до днища блока цилиндров, исключа¬
ющий удар в дно цилиндра, $, - (0,i...0,2)d;
высота днина цилиндра,
4Л= Зз + (0,1...0,2)d (6.42)
высота проходного окна 0,3d.
Из (6.40), (6.41) и (6.42)
Н = (l..,2)d + (0,8... 1,0)(1,4... 1,8)d +
+ (0,1...0,2 )d + (0,4...0,5 )d = (2,62...4,5)d.
- 74 -
Длинапоршня
- ivngui+ ^ ^ц ~ С2,42)d, (6.43)
где $>ь - высота выступающей части поршня при его положении в
НМТ, ^ v0,3d.
6.4.2. Особенности расчета аксиально-поршневых
гидромоторов
По исходным данным определяется теоретический крутящий
момент гидромотора ММ(т)
Л/ / I ~ Мтлх.
, йм* ?
гДе к к* механический КПД ; £ = 0,95.. ,0.96.
Диаметр цилиндра гидромотора
I \ I ^ //td /у) Cl х
d -- S.y...i,s V -л/)тл, .2 f te.44)
где A ртах ' ft И max ~ ft &
ftн/neif 35 МПа, ft-(а- 1 МПа.
Дальнейшая последовательность расчета согласно 6.4.1.
»
6.4.3. Материалы и технология изготовления
составных частей аксиально-поршневых ГМ
1. Для сопряженных пар "рапределительный диск-блок цилин¬
дров", "поршни-цилиндры" применяют антифрикционные материалы;
к наиболее распространенным относятся сталь и бронза [41.
Распределительный диск изготавливается из стали Х12Ф1 в
паре с блоком цилиндров из оловянисто - свинцовой бронзы
БрОСН 10-2-3.
Если по условиям прочности блок цилиндров изготавливается
из сталей 12ХНЗА, 18ХНВА, 50ХФА, то к нему кинематически жест¬
ко на штифтах закрепляют "приставное дно", изготавливаемое из
бронзы БрОСН 10-2-3, БрОФ 10-1,
В гидравлических машинах невысокой мощности применяются
распределительные диски из нитрированной стали (HRC 60-62) в
паре с блоком цилиндров из свинцовисто-оловянной или сурьмя¬
-те¬
нистой бронзы. Поршни цилиндров в этом случае изготавливают из
цементируемой стали 12ХНЗА с твердостью рабочих поверхностей
HRC 58-60 или из стали ХВ2 с HRC (55...60). Поршни изготавли¬
вают также из подшипниковой стали 1X15 с термообработкой до
HRC (60...64).
Для стального блока цилиндров (HRC 60) поршни изготавли¬
вают из бериллевой бронзы или из стали 12ХНЗД. но в этом слу¬
чае в цилиндры блока запрессовывают бронзовые втулки.
В гидроприводах, рассчитанных на эксплуатации при высоких
температурах поршни и гильзы покрывают серебром. Для условий
работы ГМ при температурах t>500°C применяют никелевые сплавы
С4].
Для улучшения приработки и снижения износа рабочие по¬
верхности распределительных дисков и блоков цилиндров покрыва¬
ют тонким слоем (в несколько микрон) антифрикционных материа¬
лов (серебром, индием с подслоем свинца, свинцом). Для сниже¬
ния потерь мощности на трение и повышения стойкости к загряз¬
нениям в гидравлических машинах, эксплуатация которых предназ¬
начена в условиях широкого диапазона температур от -54
до +427°С. стальные детали покрывают серебром.
Обработка рабочих поверхностей рассмотренных сопряженных
пар гидравлических машин производится по малому квалитету.
Поршни в цилиндрах устанавливают с диаметральным зазором
0.010...0.015 мм. При обработке рабочих поверхностей блока ци¬
линдров и распределительных дисков жестко выдерживается
плоскостность опорных торцев. их перпендикулярность к осям
вращения, непараллельность этих поверхностей не должна превы¬
шать 0.005 мм С4].
6.4.4. Прочностной расчет блока цилиндров
Расчет производится по методике расчета на прочность
толстостенных труб с условным наружным диаметром бт. рис.6.6.
Используя (6.38) и (6.39)
бт ^б + 2CL - б + 2*0.36 = 1.66> (6.45)
или бт = А*б.
- 76 -
где
(6.46)
Прочность блока цилиндров оценивается по нормальным нап¬
ряжениям . 2
<[Г],
где для стальных блоков цилиндров, выполненных из вы-
' полненных из сталей Х12Ф1, 12ХНЗА, 18ХНВА, назна¬
чают величину 42 МПа;
- для бронзовых блоков цилиндров из БрОСН 10-2-3,
БрОФ 10-1 принимают 25 МПа.
= 150 Н/мм 1 - для сталей Х12Ф1, 18ХНВА, 12ХНЗА;
[(FJ = 60 Н/ммг- для бронзовых блоков цилиндров
(БрОСН 10-2-3, БрОф 10-1).
Местность блока цилиндров определяется по деформации их
стенок & в опасном сечении.
= -fV4^7 lM8)
где Е = (2.1.. .2.3)-10г Н/ммг - для сталей;
Е = (1,0.. Л .3 J* 105" Н/ммг - для бронзы, меди и латуни;
- коэффициент Пуассона;
Jtf - 0,25.. .0,33 - для стали;
JU = 0,31...0,35 - для бронзы и меди;
&ч< 0,007 мм - сталь;
0,008 мм - бронза, медь, латунь.
6,5. Гидростатическая разгрузка поршней
аксиально-пооиневых гидравлических машин
с наклонным диском
Снижение контактных напряжений в сопряженных парах "порш-
ни-наклонный диск" может быть достигнуто применением гидроста¬
тической нагрузки, рис.6.7.
Рабочая жидкость из полости поршня по дроссельному от¬
верстию "О " и расточку поступает в полость циновки баш¬
мака с диаметром . Давление рабочей жидкости на поверхностях
- 77 -
опорных башмаков создает уравновешивающее усилие, а также
смазку сопряженных пар.
Согласно расчетной схеме, рис,6.7. прижимающее усилие
опорного башмака .на поверхность наклонного диска создается
нормальной силой F и усилием центральной пружины Ряр^ на пор-
вень ,/ . Р . а/
N - ear* - ilatF ’
п . А- <6-«>
Л Рпн - 2 -QMf >
Гпр- усилие центральной пружины;
где
д. - давление рабочей жидкости.
Усилие отжима кольцевой опоры Fo возникает в результате
действия давления рабочей жидкости на поверхность выточки с
диаметром d, и среднего давления в зазоре опорного башмака,
распределение которого по опорному пояску, ограниченному диа¬
метром d* и d, принимаются по линейному закону [4].
Нсилие Fo будет численно равно площади поверхности усе¬
ченного конуса высотой и диаметром оснований dA и d^ [43
F0 - (ol/ * )
Чтобы максимально устранить объемные потери через торце¬
вой зЗзор кольцевой опоры принимают [43
Fпр
X
Р-Г
т п
1ШХ
- 1,15...1,2 (6.50)
обеспечивает также
Конструктивное решение, рис.6.7.,
частичную разгрузку сферической головки поршня.
С целью увеличения контактной площади применяют башмаки с
несколькими разгрузочными канавками, соединенными между собой
радиальными фрезеровками.
При конструировании разгрузочной гидростатической опоры
необходимо учитывать, что башмак при перемещении его по нак¬
лонному диску, рис.6.11., нагружается дополнительно и опроки¬
дывающим моментом, обусловленным силами трения Ртр. Величина
Ртр зависит от коэффициента трения h и результирующей силы R,
R = N - Fo
(6.51)
Опрокидывающий момент башмака М определяется из выражения
- 78 -
#/ - p£h •= JU~PoJb (6.52)
Из (6.52) следует, что М = ,h). и при критических
и h возможно "раскрытие" стыка (опрокидывание баш-
При разработке конструкции башмака с гидростатической
разгрузкой стремятся:
- снижать коэффициент трения JK за счет выбора материалов
и качественной обработки поверхностей сопряженных пар;
- уменьшать высоту сферы h;
- ограничивать Величину угла ^ наклона диска предельно
допустимым значением ~^ГР(К<.
Рассмотренная методика конструирования и расчета аксиаль¬
но-поршневых гидравлических машин с наклонным диском и наклон¬
ным блоком может быть использована для расчета иных конструк¬
ций аксиально-поршневых гидроагрегатов» но с учетом их особен¬
ностей.
Пример. Рассчитать и определить основные размеры аксиаль¬
но-поршневого насоса с наклонным диском, если дано
Действительная подача насоса Од = 100 л«мин7;
Максимальное давление^*,** = 35 Н/мм’2';
Максимальная частота вращения вала - 2000 об/мин;
Объемный КПД насоса = 0.97.
значениях/#
мака). J
1. Конструктивная подача От насоса, согласно (6.33):
Qs т-to1 6 , .<
Qr z lf* ‘ ter = 103,10 *г*т •
2. Рабочий объем Оон насоса, согласно (6.34) и (6.35):
Т/ - Ml- = 51,5-103мм*
v°n ' Питы ше
3. Диаметр цилиндров, принимая число цилиндров z=9 и
l= i= 1.0. согласно (6.35)
qI г I/ 4 Vo» ,38 мм.
V Sll 2 У J, . 4t09
Принимаем d = 20 мм.
- 79 -
4. Диаметр $5“ расположения осей цилиндров, согласно (7.37)
- (0,35...0,4) d<z = 0,4*20*9 = 72 мм.
По компоновочным соображениям принимаем = 80 мм.
5. Для определения основных размеров блока цилиндров и
поршней, согласно (6.40), (6.41), (6.42) и (6.43), при-
6. Высота Н блока цилиндров, согласно (6.40):
Н = Л»Лу+ £ + 4/+ £>*- d + 1,8d + 0,id + 0,4d = 3d.
Нюах = 66 мм.
7. Длина поршня, согласно (6.43):
£р - Ж а у + £ + - d + 1,5d + 0,3d = 2,8d.
tn - 56 мм.
8. Максимальный угол наклона диска:
% , bVoH L 4'StS-jO3 lKo
<T-'"arcte 1ы*.м-ГеЛ* -—= •
9. Расчетная мощность насоса:
Jc XP-W 9
/ОО-W
4>
58.33 кВт.
- 80 -
7. КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ
ШЕСТЕРЕННЫХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ МАШИН.
Шестеренные ГМ - роторно-вращательные гидромашины, у ко¬
торых рабочая жидкость в процессе их работы перемещается в
полости, перпендикулярной осям вращения шестерен.
Шестеренные ГМ обладают свойством обратимости, т.е. мо¬
гут работать как в режиме насоса, так и в режиме гидромотора.
Классификация.
1. По типу зацепления выполняются:
- с внешним зацеплением;
- с внутренним зацеплением;
Достоинство первых - в возможности работы при высоких на¬
грузках ( /^4 30 МПа); достоинством вторых является высокая
компактность.
2. По расположению зубьев относительно венца шестерни вы¬
полняются прямозубыми, косозубыми и шевронными.
3. По конструктивному признаку шестеренные ГМ могут соз¬
даваться;
- одноступенчатыми;
- многоступенчатыми;
- многошестеренными.
Наибольшее распространение в машиностроении получили од¬
ноступенчатые шестеренные ГМ, которые широко применяются в
системах управления агрегатами трансмиссии и навесным оборудо¬
ванием тракторов.
У них практически отсутствует эффект действия инерционных
сил, допускают высокую скорость вращения /^,=2500...4ОО0об/мин
могут работать при высоких нагрузках, имеют малую металлоем¬
кость (1,1... 1,8 кг/кВт). Их объемный КПД, при21 МПа,
составляет 0,95...0,96 14], общий - 0,87...0,9. Шестеренные ГМ
пригодны для работы на рабочих жидкостях в широком диапазоне с
кинематической вязкостью ^ =10... 800 С Ст.
Многоступенчатые, рис.7.1а, и многошестеренные, рис.?.16,
соответственно, применяют для повышения давления рабочей жид¬
кости и повышения подачи насосов - От.
- 81 -
Puc.7.i.Шн.о'юстцпеиготые и мнлгошесте^еиные.
<илЪ(ъомаил.цны
- 82 -
7.1. Конструирование и расчет иестеренннх ГМ.
Основную группу иестеренннх ГМ составляют гндромаиины,
состоящие из двух прямозубых шестерен внешнего зацепления с
одинаковым числом зубьев эвольвентного профиля [9].
Согласно расчетной схеме, рис.7.2а, при вращении шестерен
в направлениях, указанными стрелками, полость "В" является
всасывающей, а полость "Н" - напорной. Часть жидкости, за счет
перепада ее давления /1* 'fie, будет перемещаться из полости
"Н" в полость "В", что и определяет объемные потери мощности,
которыя делятся на радиальные, торцевые и потери мощности в
полюсах зацепления. Снижение объемных потерь шестеренных
насосов и гидромоторов осуществляется конструктивными и техно¬
логическими мероприятиями [41.
Снижение радиальных объемных потерь достигается за счет
уменьшения радиальных зазоров между зубьями шестерен и поверх¬
ностью корпуса ГМ. Для уменьшения торцевых потерь мощности ши¬
роко применяют системы автоматической компенсации торцевых за¬
зоров [41. Объемные потери в полюсах зацепления шестерен могут
быть сведены к нулю за счет технологии нзготовлшия их зубьев.
Определение подачи юестеренного насоса, рис.7.2.
На практике конструктивную подачу шестеренного насоса оп¬
ределяют по эмперической зависимости при допущении, что насос
за каждый оборот переносит из полости всасывания “В" в полость
нагнетания "Н" количество рабочей жидкости, равное сумме объ¬
емов впадин между зубьями и что каждый объем впадин равен
объему зуба С 9 3.
Поэтому, рабочий объем шестеренной ГМ
V0 » te-v-rn-S ,
где *1 - радиус начальной окружности; ”3? -
2 - число зубьев шестерен;
А? - модуль зацепления;
& - ширина жестерни.
Конструктивная подача насоса в минуту
- 83 -
QM(T) =
(7.2)
где it - частота вращения.
Из (7.2) следует, что при конструировании насосов и гидро¬
моторов целесообразно иметь иестерни с больиим модулем.
Более точной формулы для определения подачи насоса Qh(t)»
выведенной на основании баланса модности и теории зубчатого
зацепления, является зависимость
Подача насоса в полость "Н" будет пульсирувцей. Равномер¬
ность подачи рабочей жидкости ыестеренным насосом зависит от
числа зубьев Z и угла зацепления сС . Чем больые Z, тем меньые
неравномерность подачи рабочей жидкости насосом, но тем меньые,
при прочих равных условиях, подача ЙТ(Н).
Неравномерность подачи S' ыестеренного насоса, для ые-
стерен с коэффициентом перекрытия Е>1, может быть вычислена по
выражении [41
Неравномерность подачи и, как следствие, неравномерность
давления рабочей жидкости в нагнетательной полости насоса,
сглаживается, благодаря упругости жидкости, объем которой не¬
сравненно болынй, чем мгновенная подача насоса [91.
(7.3)
где Re - радиус окружности головок зубьев;
*U - половина длины линии зацепления. D
Поскольку значение U изменяется от 0 до Jp
(7.3)
if- , то, согласно
(7.4)
(7.5)
$ * {3
- 84 -
Определение крутящего момента
■естеренной гидравлической мамины (ГМ).
Для вывода формулы крутящего момента на валу ыестеренной
ГМ заменим сложный контур в полости "Н", рис.7.2., прямыми
А. О,, О^Б/'j A^Oj;,
Точка "Р", рис.7.2.б, - полис зацепления двух сопряженных
жестерен.
Гидравлическая сила, действующая на плече 0,Ау равна -
которая создает крутящий момент относительно точки 0,
Lz
Ж
</
£>
Крутящий момент, действующий на плече
Жл =
Крутящий момент, создаваемый гидравлическими силами в кон¬
туре Ау О, Б ,
Ь -Ж,4 = ^ (^е'О-г) (?.?)
Крутящий момент в контуре Ад 0^ Б
Ж - ЖгШ -а*
(7.8)
Крутящий момент на валу гидравлической мажины составит
сумму моментов Му и Mj,
■ = 11/+*^ = 12 Re^- ( (?/+ #*)] (7.9)
где Qf и 0.^ - расстояния от осей вращения жестерен до полюса
зацепления.
Разность расстояний Q< и можно заменить параметрами
зубчатых колес. Из расчетной схемы, рис.7.2.б, следует
М1 ЯаЖлЖ;
или
Рис. 7.2. Одноступенчатая шестеренная гидравлическая машина:
а — конструктивная схема; б — схема зубчатого зацепления
- 86 -
af* r a/ и
v
(7.10)
Подставив эту зависимость в (7.9), получим
И СА-/^-иУ]. c7.il)
Величина крутящего момента - переменна и зависит от зна¬
чения U , которая для каждой пары сопряженных зубьев изменяет¬
ся от 0 до 0,5 £. Следствием этого является пульсация крутяще¬
го момента, которая оказывается ощутимой в зоне малой частоты
вращения вала гидравлической мажнны.
Наиболее напряженными элементами жестеренных насосов и
гидромоторов являвтся опоры их жестерен, воспринимающие усилия
от давления рабочей жидкости и реакции крутящего момента. Спад
давления рабочей жидкости от полости "Н" до полости "В",
рис.7.2а, происходит по параболическому закону [91. Величина и
направление результнрупщих сил определяйся теоретически в бес¬
конечно малых, но для инженерной практики с достаточной точно¬
стью, могут применяться зависимости, которые будут исходными
для расчета опор жестерен гидравлических мажин.
Для ведущей жестерни
Крутящий момент, возникающий от давления рабочей жидкости
в полости нагнетания "Н", вызывает реакции, которые для ведо¬
мой жестерни увеличивают суммарную, односторонне действующую
нагрузку на опоры,а для ведущей жестерни - снижают ее на ту же
величину.
Снижение усилий от гидравлического давления обеспечива¬
ется рядом конструктивных режений. В нереверсивных жестеренных
7.2. Расчет поджипников жестеренных ГМ.
= 2-(0,75...0,8) fL-6-Zt ■
(7.12)
Для ведомой жестерни
(7.13)
- 87 -
насосах полость нагнетания выполнявт в виде узкой щели, а по¬
лость всасывания расииряпт до центра иестерни и даже выже [91.
9 шестеренных ГК, предназначенных для работы при высоких наг¬
рузках по давлении рабочей жидкости, частичная разгрузка опор
достигается за счет гидравлической балансировки, рис.7.2а. Ди¬
аметрально противоположные камеры 1 и 2, соединены обводными
каналами с полостями "Н" и "В",чем значительно снижавт величи¬
ну результнрувщнх сил.
В беззазорном зацеплении или при создании жестерен с ко¬
эффициентом перекрытия >1 в замкнутом объеме между зубьями
возможна компрессия рабочей жидкости, которая особенно опасна,
когда в зацеплении участвувт одновременно две пары зубьев. Во¬
зникавшая при этом расширявшая сила достигает высокой величины
и является причиной преждевременного износа зубьев и повыжения
потерь мощности. Для устранения этого явления "замкнутый объем"
соединяет с полостями всасывания "В" или нагнетания "Н", умень¬
шает коэффициент перекрытия <£ до значений, близких к 1,0, вы¬
полнявт отводящие разгрузочные канавки 3 в боковых стенках
корпуса, рис.7.2а.
Износостойкость опор скольжения жестеренных ГН оценива¬
ется по величине удельного давления .
где d - диаметр опоры;
£- длина опоры.
Удельное давление для оловянисто-свинцовой бронзы
БрОС-Ю-2 [$-] < 10 МПа.
Снижение потерь мощности в жестенных гидравлических нажи¬
нах может осуществляться за счет применения подшипников каче¬
ния, что связано с усложнением их конструкций.
(7.14)
7.3. Конструктивные особенности создания
жестеренных гидравлических мажин (ГМ).
1. Для уменьшения габаритов жестеренных ГМ число зубьев
выбиравт наименьшим, а модуль М - наибольшим. В выполненных
конструкциях Z - 6...24. Однако, при снижении £, прочность
- 88 -
зубьев из-за подрезания их ножек уменьшается, а пульсация ра¬
бочей жидкости увеличивается (7.6). С увеличением числа зубь¬
ев снижается подача (расход) рабочей жидкости и увеличивается
возможность одновременного зацепления нескольких пар зубьев,
что может привести к компрессии рабочей жидкости. Поэтому,
жестерни гидравлических мажин изготавливают с небольжим числом
зубьев (2 - 6...10); зубья шестерен коррегирупт: увеличивают
угол зацепления оС и повышают высоту головки зубьев на
(0.1...0,15)1.
2. Для предварительного выбора нодуля зацепления шестерен
ПЬ , при их окружной скорости 1Г = 10...20 м/с и отношения
^ = 6...10, пользуются эмпирической зависимостью [41
т - (О.з...0,5) 1/07, мм,
где Йт - конструктивная подача, л/мин
3. Длину зубьев ё выбирают в пределах S- (4...6)ж.
Практикой установлено, что отношение длины зубьев к диа¬
метру начальной окружности бн в шестеренных насосах высокого
давления составляет: g
- для насосов с подшипниками качения zfc- 0,5...0,6;
- для насосов с опорами скольжения - 0,4...0,5.
При меньших значениях этого отношения, объемный КПД
гидравлической нажины снижается, а при больших - затрудняется
герметизация сопряженных зубьев в полюсах зацепления.
4. Для надежного заполнения рабочей жидкостью впадин между
зубьями, подвод рабочей жидкости должен осуществляться по всей
ширине шестерен гидравлической машины, а длина дуги, по которой
омываются жестерни, на стороне всасывания должна быть не ыенее
1/8 части окружности головок их зубьев.
5. йестерни гидравлических нажин изготавливаются по высо¬
кому классу (малому квалитету). Для них применяются материалы
из сталей 45,20Х,40Х, упрочненных хинико-тернической обработ¬
кой (цементацией, цианированием, азотированием).
Твердость рабочих поверхностей шестерен доводится до
HRC=60...62. Корпусные детали изготавливают из алюминиевых
сплавов.
89
8. КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ГИДРОДВИГАТЕЛЕИ
ПОСТУПАТЕЛЬНОГО И ПОВОРОТНОГО ДВИ1ЕНИЯ
К гидродвигателям поступательного н поворотного движения
относятся гидроцилиндри и поворотные гидродвигатели.
Их достоинствами являптся малые габариты.возможность пе¬
редачи огромных по величине усилий, высокое быстродействие и
конструктивно несложное соединение с исполнительным звеном.
8.1. Гидроцилиндры.
Гидроцилиндр - объемный гидродвигатель для преобразования
энергии потока рабочей жидкости в механическую энергию возв¬
ратно-поступательного движения ведомого звена.
Классификация гидроцилиндров.
По конструктивному признаку, рис.8.1., гидроцилиндры вы¬
полняются:
- плунжерными, схема 12;
- с односторонним жтоком. схемы 4. 5. б и 7;
- с двухсторонним жтоком. схемы 1. 2. 3;
- со ступенчатым поржнем. схемы 8 и 9;
- телескопическими, схема 11;
- цилиндро-поржневыми. схема 10.
По направлению действия силы различают:
- гидроцилиндры одностороннего действия, схема б;
- гидроцилиндры двухстороннего действия, остальные схемы.
По степени поглощения энергии в конце хода поржня гидро¬
цилиндры могут быть:
- без демпфирования, если скорость перемещения поржня не
превыжает 0,1 м»с*;
- с односторонним и двусторонним демпфированием, если
скорость поржня превыжает величину 0,1 м*с“*.
В конструкциях гидроцилиндров длина жтока ограничичвается
продольной нагрузкой (на изгиб). Для гидродвигателей с двух¬
сторонним жтоком, скорость перемещения подвижных масс определя¬
ется соотножением диаметров поржня и жтока.
Рис. 8.1. Гидродвигатели поступательного движения (силовые цилиндры)
- 91 -
При равной подаче рабочей жидкости в гидроцилиндр»
рис.8.1. (схема 4). соответственно» в поржневую и в жтоковую
полости» скорости перемещения подвижных его частей TQ и
также» соответственно, будут определяться:
где Q - подача рабочей жидкости в гидроцилиндр;
V}- скорость подвижных масс при подаче рабочей жидкости в
поржневуп полость;
'Uj- скорость подвижных масс при подаче рабочей жидкости в
жтоковуп полость;
D - диаметр цилиндра (поржня);
d - диаметр жтока.
В гидравлических приводах управления остановочными тормо¬
зами и тормозами поворота гусеничных тракторов, где требуптся
малые перемещения жтоков, применяются гидроцилиндры одножтоко-
вые и с односторонним действием.
Реализация нескольких скоростей перемещения жтока обеспе¬
чивается гидроцилиндром со ступенчатым поржнем» рис.8.1 (схе¬
ма 9).
Конструкция гидроцилиндра, представленная на этом рисунке,
имеет три рабочие полости.
При подаче рабочей жидкости JQ в гидр о линию "б" скорость
перемещения жтока будет определяться зависимостью
где D - диаметр поржня.
При подаче рабочей жидкости в гидролинию "в"» скорость
перемещения жтока наружного цилиндра станет
(8.1)
(8.2)
(8.3)
- 92 -
где - диаметр пока наружного гндроцнлнндра.
При подаче рабочей жидкости в гндролннию "а", скорость
подвижных масс гидроцилиндра достигнет максимального значения
AS-
тЫ/ ■
где - диаметр мтока внутреннего цилиндра
(8.4)
1Г. < % < % = V»ax.
7 А. О
Гидроцилиндрн с бесжтоковым пормнем , рис.8.1 (схема 10).
способны работать с высокой нагрузкой (до 40 МПа) и находят
применение в сельскохозяйственных и дорожностроительных нажи¬
нах [ 9 ].
8.1.1. Конструкция гидроцилиндров навесного
оборудования тракторов.
В конструкциях тракторов применявтся гидроцилиндры, в ос¬
новном, одножтоковые двухстороненного действия, которые выпол¬
няют функции подъема, опускания и удержания орудий в заданном
положении.
Рассмотрим конструкцию гидроцияиндра Ц-100, двухсторонне¬
го действия, одножтокового. с демпфирующим устройством, кото¬
рый применяется для управления механизмом навески тракторов
МТЗ-80 (82), рис.8.2.
Гидроцидиндр включает корпус 13, переднюю 9 и заднюю 14
крыжки, жток 3, поржень 2, маслопровод 4, демпфирующее устрой¬
ство в сборе, включающее замеддитедьный и гидромеханический
клапаны.
Внутренняя поверхность цилиндра обработана по высокому
классу точности. Япдотнение обеспечивается уплотнительными
кольцами. Поржень 2 закреплен на жтоке 3 гайкой 1 и уплотнен
резиновой манжетой. На жтоке закреплен упор 7, который вклю¬
чает клапан демпфируюжего устройства.
Работа цилиндра. При подаче рабочей жидкости в поржневую
полость "Б", рис.8.За, происходит опускание механизма навески
с сельскохозяйственным орудием. Мток с поржнем при этом пере-
Рис. 8.2. Силовой цилиндр Ц-100:
1 - гайка; 2 - поршень; 3 - шток; 4 - маслопровод; 5 - клапан; 6 - вилка штока; 7 - упор;
8 - чистик; 9 - передняя крышка; 10 и 11 - уплотнительные кольца; 12 - шпилька; 13 -
корпус; 14 - задняя крышка; А - штоковая полость; Б - бссштоковая полость
Рис. 8.3. Работа силового цилиндра Ц-100 при опускании и подъеме с/х орудия:
а — выталкивание штока; б - втягивание штока; 1 — втулка клапана; 2 - клапан; 3 - упор;
4 - шайба; 5 - корпус замедлительного клапана; 6 - штифт
- 94 -
мещавтся слева направо. При подходе порвня к передней крынке
срабатывает занедлнтельннй клапан демпфирующего устройства, в
■айбе которого выполнений дроссельное отверстие. Скорость пе¬
ремещения пориня снижается, что обеспечивает плавное опускание
навеианной сельскохозяйственной нажины. Перемещение иайбы 4
ограничивается тремя жтнфтамн 6.
В процессе подъема сельскохозяйственной нажины рабочая
жидкость нагнетается в жтоковуп полость "А", рис.8.36. Поржень
перемещается справа налево. Из поржневой полости "Б” жидкость
вытесняется в гидрораспределитель Р75-ЗЗР по маслопроводу 4,
рис.8.2. При подходе поржня к передней крыжке срабатывает гид¬
ромеханический клапан, который перекрывает сливную гидролинив
цилиндра и прекращает перемещение пориня. а следовательно, и
подъем навежанного сельскохозяйственного орудия.
8.1.2. Расчет усилий, развиваемых в гидроцилиндрах
с учетом сил инерции и трения.
Согласно расчетной схеме, рис.8.4.. условие равновесия
поржня гидроцилиндра в период разгона с полезной нагрузкой до
скорости установивжегося движения определяется зависимостью
Рст = Р + Vj
+ Рт + Р
Ъ
+ Рс
(8.4)
где Рст - расчетная (статическая) нагрузка, Н;
Р - полезная нагрузка, приложенная к жтоку цилиндра, Н;
Р| - сила трения подвижных частей гидроцилиндра,
учитывается при горизонтальном расположении послед¬
него, Н;
Рт - сила трения, возникающая в уплотнениях жтока и пор¬
жня, Н;
Р: - сила инерции движущихся масс, кинематически жестко
связанных со жтоком поржня, Н;
Рс - сила противодавления, Н.
Расчетная сила Рст - является движущей силой, составной
частью затраченной энергии в гидроцилиндре.
- 95
Условное обозначение
Цилиндр с регулируемым демпфированием поршня.
Рис. 8.5. СсишВди иилиндр с демпфирующим
цсгщьоиётЬом
- 96 -
При движении поржня вправо
(8.5)
где D - диаметр цилиндра, мм;
jin- давление рабочей жидкости в напорной полости (подпорж-
невой) цилиндра, МПа;
как показали исследования (91, оптимальной величиной
рабочего давления жидкости в гидроцилиндрах является
давление 25...30 МПа, при котором реализуется наиболь¬
ший экономический эффект: наименьжая металлоемкость и
умеренные затраты на изготовление гидроцилиндров.
При движении поржня влево
(8.6)
где d - диаметр жтока, мм;
Сила трения состоит из силы трения покоя R.у и силы
трения движения Р^д.
Р^п =
где JU*- коэффициент трения покоя. р0 = 0,15 С9].
£ - вес подвижных масс, кинематически жестко связанных со
жтоком поржня, Н.
(и.
G
(8.7)
(8.8)
где Jit - коэффициент трения движения;
^ при низких скоростях CU<0,05 м/с) и установивжемся
движении р - 0,1...0,12 ;
при больжих скоростях ПГ>0,05 м/с) и хорожей смазке
JU =0,05...0,08 19].
Если в качестве уплотнений жтока и поржня применены рези¬
новые манжеты или же манжеты уменьженного сечения, то силы
трения, создаваемые этими уплотнениями, составляпт величины
PTj = 9t d {> к
Рт^= SC'fi’6 к
и
ч
- 97 -
где D и d - уплотнительные диаметры, мм;
Ь - «ирина уплотнения, ни;
к - удельное трение;
при работе на минеральной масле к- 0,22 МПа.
Если в пормне для уплотнения применены металлические
кольца, то
РтЛ = &-П jb )ф , (8.10)
где ь ~ мирина кольца, мм;
давление кольца на внутреннюю поверхность цилиндра;
0,09...0,1 МПа [93;
j4 - коэффициент трения (при установивмемся движении -
//=0,07, при разгоне - =0,15).
Сила инерции Р
^ (V if1
р; = та. -- „
$ ИР ’
(8.И)
-/
где W - масса подвижных частей, кг;
Ои- ускорение, м.с*;
Q - ускорение силы тяжести, м.с ;
*Vcp - средняя скорость в момент разгона, м.с';
L р - путь, пройденный поржнем в период разгона, м;
Задаваясь обцим временем перемещения поржня гидроцилиндра
t и пройденным им расстоянием (ходом) £ , определяют среднюю
скорость 'tfcp
О
4Jcp = ——— , (8.12)
Г
где Kt- коэффициент потери времени на разгон и торможение;
к=1,25 С 9 3.
Общее время для перемещения поржня t составит величину
t = tp + ty + tT ,
(8.13)
где tp ,ty Дт - соответственно время, затрачиваемое на раз¬
гон, установивжееся движение и торможение.
tp - • ty - —^ * tT = -
р ^ ' 9 «V
(8.14)
- 98 -
где £ т - путь, пройденный поржнем в период установнвжего-
ся движения и торможения.
Сида противодавления рабочей жидкости Рс определяется
давлением рабочей жидкости в полости слива /{р-с.
Если поржень перемещается вправо, то
Pc = ' (8.IS)
При движении поржня влево
Рс =/А.е _ (8.16)
Пусковой КПД гидроцилиндра.
Пусковой КПД гидроцилиндра представляет собой отножение
полезной нагрузки к расчетной Рст.
С Л- Z> Ре7
(8.17)
г
(8.18)
= i _ А ■* Pj. + % * А .Рс
Рст
Величиной оцениваются затраты модности при пуске и
разгоне подвижных масс гидроцилиндра. Эффективность работы ги¬
дроцилиндров может оцениваться по величине его КПД
_ fl/отй _ Р ' if
С Г Qr * fL // *
где Иподв и Notb - модность, подведенная к силовому цилиндру
и отведенная от него;
V' - реальная скорость поржня;
Qr - подача рабочей жидкости на входе в гидро¬
цилиндр ;
hH - давление рабочей жидкости в напорной по¬
лости силового цилиндра.
Обдий КПД гидроцилиндра может быть также вычислен по зави¬
симости :
2 г = ^ гм . ^ го . (8.19)
где ^ гм - механический КПД гидроцилиндра, которым учитываются
- 99 -
г
потери мощности от трения движущихся масс;
величина его зависит от конструкции гидроцилиндра и
уплотнений и, прежде всего» от качества обработки
сопрягаемых деталей; ^ гм = 0»85 ... О»97;
Р
го - объемный КПД гидроцилиндра» который определяется
объемными потерями моцности.
Ч
го
гг
К
1
где ТГт - расчетная (теоретическая) скорость поржня.
Величина объемного КПД зависит от конструкции уплотнений.
В гидроцилиндрах» поржни и жтоки которых уплотнены кожаными или
резиновыми манжетами, объемные потери фактически отсутствупт.
При уплотнении поржней металлическими разрезными кольцами объ¬
емный КПД составляет величину 0»98...0»99 [41.
8.1.3. Гидроцилиндры с демпфирующим устройством.
Гидроцилиндры в процессе работы могут подвергаться высо¬
ким динамическим нагрузкам (перемещение навесных сельскохозяй¬
ственных орудий, составляпщне в сочетании с трактором - мажин-
но-тракторный агрегат, перемещение тяжелых деталей при обработ¬
ке их на строгальных станках и т.д.). В таких динамических си¬
стемах предусматрнваптся гидроцилиндры с демпфирующими устрой¬
ствами, поглащающне энергии движущихся масс в конце хода порж¬
ня. Демпферы в виде клапанов замедления применявтся в гидроси¬
стемах тракторов 11ТЗ-80( 82), 1IT3-100( 102), Т-150, Т-150К,
ДТ—7511.
Более соверженная конструкция» распространенная в тяжелом
мажиностроении, представлена на рис.8.5. В такой конструкции
удачно совмещены два демпфирувщих устройства; "демпфнрувщнй
пориень" и "демпфирующий дроссель"» работавщие последователь¬
но. "Демпфнрувщнй поржень" составляют сопряженная пара кони¬
ческая втулка 4» навинченная на хвостовик поржня, н коническая
- 100 -
расточка в днище 1 цилиндра.
"Демпфирующий дроссель" представляет клапанное устройство.
Работа. В процессе перемещения поржня рабочая жидкость из
демпфирующей полости истекает в бак через кольцевой зазор -
"коническая втулка 4 - расточка"» поглощая часть энергии дви¬
жущихся масс силового цилиндра. При полном вхождении коничес¬
кой втулки 4 в расточку днища сливной канал перекрывается» и
остаток кинетической энергии подвижных частей гидроцилиндра
поглащается дроссельным клапаном 7.
На обратном ходе поржня рабочая жидкость заполняет под
давлением поржневую полость силового цилиндра через клапан 8.
Составной частью расчета гидроцилиндра с демпфирующим
устройством является определение силы торможения Рд движущихся
масс» кинематически связанных с его жтоком.
Применительно к конструкции силового цилиндра» рис.8.5.»
демпфирующая сила рассчитывается согласно работе для двух
режимов : для режима поглощения кинетической энергии подвижных
масс "демпфирующим пормнем" и для режима работы "демпфирующего
дросселя".
Первый режим занимает промежуток времени от начала входа
конической втулки в расточку до полного закрытия ее сливного
канала» т.е. до полного исчезновения кольцевого зазора в этой
сопряженной паре.
Второй режим определяется временем действия демпфирующего
клапана 7 до полной остановки штока цилиндра.
Расчет основан на балансе энергий.
Кинетическая энергия Т движущихся масс At силой тяжести £
(весом)» с учетом (8.12)» находится из зависимости
т . (?Й. т Vtp 0fl,
<8-20)
где Vcp - средняя скорость перемещения поржня» м/с;
где
е.
Тср
_а_.
- перемещение поржня на первом режиме работы демпфирую¬
щих устройств;
- IOI -
время, которым задаптся в расчетах.
Расчет силы Рд демпфирующей силы Рду для первого режима
работы.
Энергия, поглащаемая первым демпфирующим устройством сос¬
тавит величину Ау
dj = Рдг I д = f уг' ^д ,
(8.21)
где р - давление рабочей жидкости в камере демпфирования;
f - активная площадь демпфирования.
f = £ (O'* - dc ) .
4 9
(8.22)
где D и dc - диаметр пормня и средний диаметр конического демп¬
фера.
Условием безударной работы демпфирующего устройства явля¬
ет? У)?
ется неравенство
или
Pft/ £ Д >
p»f»^ д >
12?
Л
т VL
Л
(8.23)
Давление {I рабочей жидкости на рассматриваемом режиме мо¬
жет быть определено из условия расхода ее 8 в кольцевом за¬
зоре В, допуская что jfl
8 = ~= /'i > (8-г4)
где Q = № f;
Jti - динамическая вязкость;
S - радиальный зазор в среднем сечении первого демпфирую¬
щего устройства;
£ _ о!/с ~cJe. .
& ~ Л '
бк - средний диаметр конической расточки.
Давлению Р рабочей жидкости (8.24) соответствует усилие
на порине, развиваемое демпфером (при перекрытом дроссельном
клапане). л
Рд: = f -Д- -- • (8.25)
- 102 -
Это усилие обратно пропорционально кубу зазора ( ), с
уменьшением которого сила демпфирования резко возрастает.
На втором режиме работы демпфирующего устройства вступает
демпфирующий клапан 7 и демпфирующая сила Рд2- будет определять¬
ся из уравнения расхода рабочей жидкости Од через дроссельный
канал клапана 7 [4]
Од
(8.26)
где (Ьа,- коэффициент расхода рабочей жидкости через дроссель
J jty= 0,6...0.7;
площадь проходного окна дросселя;
J) - плотность рабочей жидкости;
Щ- коэффициент местного сопротивления, 2,5...3,0.
Принимая, что jL - (жидкость натекает в бак),
рд - f >/l- £3' — (82?)
fti / ip} if '
На двух режимах работы суммарная демпфирующая сила соста¬
вит величину
Рд = Рдт + Рд? .
Поэтому
я = p*j £ +
где ход поржня цилиндра на 1 режиме работы;
^ - ход поржня цилиндра на 2 режиме работы.
8.1.4. Расчет силовых цилиндров
на прочность и жесткость.
Гидроцилиндры могут передавать огромные усилия, достигаю¬
щие несколько сотен килоньютонов, поэтому их составные части
должны быть расссчитаны, а конструктивные режения обоснованы.
Размеры гидроцилиндров в процессе конструирования могут быть
установлены, исходя из компоновочных решений.
В транспортном машиностроении применяются в основном
толстостенные гидроцилиндры, изготовленные как из хрупких ма-
- юз -
терналов (чугуны), так и из вязких - (стали, цветные металлы).
Расчет толстостенных гидроцилиндров ведется по методу Ла-
мэ [41. К таким конструкциям относятся, если соблюдаются усло-
где Dh - наружный диаметр цилиндра;
Db - внутренний диаметр цилиндра;
В с - толщина стенки цилиндра.
Толщину стенки гидроцилиндров определяют, задаваясь до¬
пускаемым напряжением [ O' ].
Если цилиндр изготовлен из хрупких материалов (чугуна),то
UfJ- допускаемое нормальное напряжение (на растяжение),МПа;
[б' 1=25 К1а (серый чугун),
[(Г 1=40 МПа (легированный чугун).
Толщину стенки гидроцилиндров, изготовленных из вязких
материалов находят из зависимости
где JA - коэффициент Пуассона;
JU = 0,25...0,33 (сталь различных марок);
= 0,31...0,35 (медь, бронза);
[& ] = 80...100 МПа (сталь-литая);
[ & 1 = 100...120 МПа (кованая сталь);
[ & ] = 150...180 МПа (легированная сталь);
[ (Г ] = 42 МПа (медь, бронза).
Толщина 5д(п) плоских днищ (крыжек) определяется из вы-
Если в гидроцилиндре предусмотрены сферические крымки, то
вия
или
(8.28)
(8.30)
ражения
(8.31)
- 104 -
$
ДС с
(8.32)
) = /V .
А ССГ J
Запас прочности Я, гидроцилиндров, изготовленных их вяз¬
ких материалов, вычисляется по формуле
(Гг
Я »
сг
где
GS
сг
предел текучести. МПа;
действительные напряжения. МПа.
O' - * 43
*>i - ty
Запас прочности /L должен быть не менее трех [91.
В целях сохранения уплотнений от разружения и преждевре¬
менного их износа следует исключить расжирение корпуса гидро¬
цилиндра во избежания увеличения диаметрального зазора.
Изменение величины внутреннего диаметра Л Db может быть
определено из зависимости
Db
= ** >/L Max*DB*(0,5 - 0.25JU )
где S
С 'S
зазор, определяемый T9, мм.
9
8.1.5. Расчет гидроцилиндров на продольный изгиб.
Гидроцилиндр под действием давления рабочей жидкости и
внежней осевой нагрузки работает на сжатие, как балка перемен¬
ного сечения. Прочность деталей гидроцилиндра зависит не толь¬
ко от величины и характера нагрузки, но от способа его соеди¬
нения. рис.8.б. Например, при нагружении жарнирно закрепленно¬
го гидроцилиндра критической осевой силой Ркр могут возникать
продольно-поперечные деформации мтока с его последующим разру-
жением.
Расчет продольного изгиба производится по формуле Эйлера,
по которой и определяется величина критической силы Ркр
Ркр
s;
(8.33)
- 105 -
Оба конца
на шарнирах
Один конец на
шарнире,
другой прочно зажат
Оба конца
прочно зажаты
Г
sk = 0
УС я <,о
Sk = Ь 0,7
к.» са
Нагрузка должна
быть направленной,
иначе возможна
деформация
Неудачное решение.
Возможна дефор¬
мация
рис.8.6. Расчетная схема силового ^илич'д^ю,
Ua nfiodc>j\bHbiiJ
- 106 -
где Sk - приведенная длина гидроцилиндра с выдвинутым мтоком;
Sk = к£? ; (8.34)
£ - фактическая длина гидроцилиндра с выдвинутым нтоком;
к - коэффициент приведения длины (величина его при разли¬
чных видах закрепления показана в примерах на
рис.8.6). -
Е = 2,1...2,3.10 МПа;
£/ Min - момент инерции нтока;
С/мдп = ^4тг = М491 ;
d - диаметр мтока.
Из (8.33) следует, что критическая сила обратно пропорци¬
ональна квадрату приведенной длины гидроцилиндра (при выдвину¬
том мтоке) и не зависит от прочностных характеристик материала.
Чем меньне "к", тем больме величина критической силы Ркр
и тем устойчивее гидроцилиндр.
Критическое напряжение 0*кр под нагрузкой Ркр рассчиты¬
вается по формуле [103
О кр = -^г£- , (8.35)
А
где Я - гибкость стержня (мтока гидроцилиндра).
я-
С АШ-1
L lin - минимальный радиус инерции, относительно главной оси.
Критическое напряжение (У кр , что следует из (8.35), для
выбранного материала зависит только от гибкости мтокаЛ. Но ве¬
личина (Я кр не должна превымать предела упругости материала
(Гкр ^ (У у или &S- < ^ у
ЯА
Отсюда следует, что предельная гибкость, для которой спра¬
ведливо ремение Эйлера составит значение Я пр.
- 107 -
- {Щ~-
Для сталей (?у ^200 МПа при Е = 2Ш^ МПа.
8.1.6. Рекомендации по выбору материала
для цилиндров.
Кованные стальные гидроцилиндры следует применять в слу¬
чаях, когда давление рабочей жидкости превымает 20МПа (при дли¬
не гидроцилиндра не более 700...800 мм).
Литые стальные гидроцилиндры пригодны для работы при
высоких давлениях рабочей жидкости (до 50 МПа), но при ско¬
ростях перемецения пориня не более 5 м/с , т.к. при резкой
остановке возникмий гидравлический удар может разружить ци¬
линдр.
Литые чугунные (из Сч 21-40) - применяются для гидроци¬
линдров, работавших при давлениях рабочей жидкости до ЮМПа, а
высокосортный легированный чугун пригоден для давления рабочей
жидкости до 15 МПа.
В маминостроении для изготовления цилиндров применяются
горячекатанные бесмовные стальные трубы (ГОСТ 8752-70), а также
холоднотянутые и холоднокатанные (ГОСТ 8734—75). Холоднотяну¬
тые трубы могут поставляться с высокой чистотой обработки
внутренней поверхности.
8.2. Гидродвигатели и гидроцилиндры
поворотного движения.
Гидродвигатели поворотного движения, рис.8.7., (схемы 1,
2, 3, 7 и 8),применяются для возвратно-поворотного перемецения
на угол <р < 360е.
В маминостроении нажли также жирокое применение реечные
гидродвигатели, рис.8.7., (схемы 4, 5 и 9), и цилиндры с бес-
мтоковым пормнем в сочетании с цепной передачей (схема 6), ко¬
торые преврацают возвратно-поступальное перемецение пормня
гидроцилиндра в поворотное движение зубчатого колеса.
В гидродвигателях поворотного движения (схемы 1, 2, 3, 7
и 8) поворот вала происходит под действием силы давления рабо-
Рис. 8.7. Гидродвигатели поворотного движения
- 109 -
чей жидкости на их лопасти (рабочие пластины).
Такие гидродвигатели выполнится : о
- однопластинчатыми, с углом поворота вала (f) ч< 280 ;
- двухпластинчатыми, с углом поворота вала (f v< 140°;
- трехпластинчатыми, с углом поворота вала if) 4 70° ;
Они практически безинерционны и способны развивать высо¬
кие крутящие моменты (до 700 кН*м). Рабочими жидкостями для
них используются минеральные масла и водные имульсии.
Крутящий момент М, развиваемый гидродвигателем поворотно¬
го движения, зависит от характеристик объемного гидропривода,
исполнительным звеном которого он является, а также от приня¬
того конструктивного ремейия.
где Ар - рабочее давление, МПа, (Па);
D - диаметр корпуса гидродвигателя, мм, (м);
d - диаметр вала, мм, (м);
4 - мирина рабочей пластины;
Ъ - число рабочих пластин;
QM- механический КПД.
Потребный расход Qr рабочей жидкости для поворотных гидро-
дивгателей определяется зависимостью
Qr = СО@2 CD-*_ di, J_
* Ь l
где СО - угловая скорость поворота вала, с ;
объемный КПД.
Конструктивная трудность создания гидродвигателей поврот-
ного движения состоит в обеспечении герметичности рабочих по¬
лостей. Повымение герметичности достигают установкой пружин в
гнезде под пластинами, поджатием пластин к поверхности корпуса
давлением рабочей жидкости из напорной полости и комбинирован¬
ным способом, сочетающим первые два (91.
Гидродвигатели с преобразованием возвратно-поступательно¬
го движения во вращательное нажли жирокое применение в станоч¬
ном оборудовании.
Интерес представляет реечный гидродвигатель, рис.8.7.
- но -
(схема 9). Гидродвигатель создает возвратно-вращательное дви¬
жение иестерни б с частотой до 800 Гц. Когда золотник сдвинут
влево до упора, рабочая жидкость из напорной гидролинии по ка¬
налу 2 нагнетается в поржневув полость плунжера 3. Поржневая
полость плунжера 10 через каналы 12 и 13 соединяется со сли¬
вом. Местерня б, за счет перемещения поржня 3, вращается по
часовой стрелке. В крайнем верхнем положении плунжера 3 и в
крайнем никнем положении плунжера 10 напорная гидролиния сое¬
диняется через канал 4 с золотником 1, который перемещается
вправо до упора. Плунжер 10 начинает вращать жестернв 8 против
часовой стрелки, нижняя полость плунжера 10 соединяется со
сливом через канал 2.
- Ill -
9. ЫАМИНННЯ (ОБЪЕМНЫЙ) способ регулирования
ОБЪЕМНЫМ ГИДРОПРИВОДОМ
В качестве регулируемых гидравлических мамин» намедмих
мирокое применение в маминостроении получили роторно-пориневые
насосы и гидромоторы» рассмотренные в разделах 6 и 7» а также
пластинчатые гидроагрегаты.
В гидроприводе с гидродвигателем вращательного движения
возможны три способа мажинного управления скоростью вращения
его выходного звена:
- изменением рабочего объема насоса;
- изменением рабочего объема гидромоторз;
- изменением рабочие объемов насоса и гидромотора.
Для гидроприводов с гидродвигателями поступательного и
поворотного движений возможен только первый способ.
9.1. Регулирование изменением рабочего
объема насоса (рис.9.1.а)
Этот способ заключается в плавном изменении подачи насоса
Q: от 0Н=0 до в=0жах путем изменения величины параметра регу¬
лирования Uh (-1,0^ -Uh< 0 ^ +Uh +1»0).
Из условия неразрывности потока рабочей жидкости в гид¬
росистеме гидропривода следует [101:
Л
м
Цн» Уем * Ин 11он ' 7 ОМ
Уом
(9.1)
Обозначения см. раздел 5.
При HH=const const» Ap=const скорость гидромотора
пропорциональна параметру регулирования Ын.
Крутящий момент на валу гидромотора зависит только от
внемней нагрузки» которая определяет величину рабочего давле¬
ния А Р жидкости.
м
м
Voh > ьр
ZT
(9.2)
Мощность» развиваемая гидроприводом на валу гидродвигате¬
ля при фиксированном h р и ^=const возрастает пропор-
- 112 -
рис. 9.1. Ъар.цанты оЕъ е много fiery/шр.оЕанид 'гыЭ/го-
п^шводс/
м
Рис. 9.2. OCafiaKmejriuc тики одъели-соъа 'lubp.onp.u ВоЪа
- из -
ционально увеличении частоты вращения Ьм (9.1)
‘Ар • им • *Joh • Ъм * 1мм..
1\/м= Un • f * 6р* %т
где fmи Чт - механический КПД гидромотора и гидроцилиндра.
Идеальная нагрузочная характеристика для гидропривода с
регулируемым насосом и нерегулируемым гидромотором представле¬
на на рис.9.1.
Реальная характеристика = f( Мм ) рассматриваемого ги¬
дропривода, для нескольких фиксированиях значений Пн дана на
рис.9.2.в. (область 8АВС). Эта характеристика фиксирует
"просадку" гидропривода, т.е. снижение скорости вращения вала
гидромотора, обусловленное нагрузкой.
9.2. Регулирование изменением
рабочего объема гидромотора (рис.9.1.6)
(9.3)
При постоянной мощности источника энергии такой способ
регулирования осуществляется при постоянной подаче насоса
(ta=const и при постоянной нагрузке по давлении рабочей жид¬
кости (Ар =const)
И
м ~
Уот Пн-Ън * *1М
Км *Vom
(9.4)
Мощность гидропривода с регулируемым гидромотором в слу¬
чае A.p=const, %н ■Чш- ^MM=const, сохраняет постояннуи величину
мощности на его валу JfM=const. Учитывая (9. *0
tfn' «м • V„M • Пм • ip ■ • Чш -Чши =C«myt. (9.5)
Крутящий момент, снимаемый с вала гидрокотора, согласно
принятому выше допущении, будет изменяться обратно пропорцио¬
нально его частоте вращения.
м=
30/м
jr» И/и
(9.6)
где Им - частота вращения вала гидромотора.
Идеальная нагрузочная характеристика для такого гидропри¬
114 -
вода дана на рис.9Л.б.
Крутящий момент, развиваемый гидромотором в зависимости
от изменения его параметра регулирования изменяется при фикси¬
рованной нагрузке (Ар -const) по линейному закону
Мм * лр
2?
(9.7)
Из (9.4) и (9.7) следует, что при Мм^О, И/и*"9’00, №м“*“0,
поэтому величина регулирования Um рассматриваемого гидроприво¬
да должна быть ограничена условием исключения режима самотор¬
можения гидромотора (рис.9.2.6).
Ый Цм„;„.У„«'Ар М <9-8>
Z1г ""
где Нс - момент сопротивления на валу гидромотора;
МмтСи ~ минимальная величина параметра регулирования гидро¬
мотора.
Реальная нагрузочная характеристика рассматриваемого объ¬
емного гидропривода дана на рис.9.2.б. (область ABDE). Кривая
BE ограничивает область возможных режимов работы, определяемую
настройкой предохранительного клапана [10]. С уменьшением па¬
раметра регулирования Um наклон кривых частот вращения вала
гидромотора с повышением нагрузки увеличивается. Сжимаемость
рабочей жидкости увеличивает "просадку" гидропривода и тем
больше, чем выше нагрузка по давлении.
Третий способ регулирования изменением рабочего объема
насоса и изменением рабочего объема гидромотора является соче¬
танием первых двух (рис.9.1.в.). Регулирование выполняется
последовательно: сначала - изменением параметра регулирования
насоса Uh при сохранении постоянным рабочего объема гидромото¬
ра (UoM=const) (9.1). Затем, сохраняя подачу насоса максималь¬
ной (Он lax-const), снижают рабочий объем гидромотора, умень¬
шая его параметр регулирования до минимальной величины Um Hin,
исключавшей неустойчивую работу гидропривода Н01.
- 115 -
10. ДРОССЕЛЬНЫЙ способ регулирования
ОБЪЕМНЫМ ГИДРОПРИВОДОИ
Принцип дроссельного регулирования заключается в тон» что
часть подачи нерегулируемого насоса отводится через дроссель
или клапан на слив» нинуя гидродвигатель.
При дроссельном способе регулирования возможны два вари¬
анта включения дросселя» регулирующего скорость выходного зве¬
на гидропривода:
- последовательно с гидродвигателем;
- параллельно гидродвигателю.
1Q.1. Регулирование гидропривода
при последовательном включении дросселя.
Последовательное включение регулирующего дросселя может
быть осуществлено в трех вариантах (рис.10.1):
1. Дроссель включен на входе в гидродвигатель;
2. Дроссель включен на выходе из гидродвигателя;
3. Дроссель включен на входе в гидродвигатель и на выходе
из гидродвигателя одновременно.
В схемах, рис.10.1., насос 1 - нерегулируемый» гидродви¬
гатель - гидроцилиндр 2 с двухс1^р<^$й мтоком, распредели¬
тель 3 двухпозиционный (схемы "а" и "б") и трехпозиционный -
в схеме "в". Клапан 5 - напорный. Дросселем 4 (или дросселиру-
юмим распределителем в схеме "в") управляют скоростью переме¬
щения пормня гидроцилиндра 2.
При полном открытии дросселя пормень развивает максималь¬
ную скорость пормня - Un жах.
При уменьжении его открытия» давление рабочей жидкости
повыжается, клапан открывается и пропускает часть жидкости на
слив в бак. Скорость поржня гидроцилиндра снижается. При пол¬
ном закрытии дросселя» вся подача насоса направляется через
клапан 4 на слив в бак; пормень останавливается» Un=G.
Скорость поржня Пп находим из зависимости
1 г - Qr , (10.1)
- t )
7п
- 116 -
iHv
-т
FF^
—г>
1
^ЛА< ^
.
Х-"
1. л
ъ_ Or.tJtT
4
X
AY
4
«■)
Ж
Puc.UU. Схема гидпопри€одоо с дроссельным упрощением
а ~ dftQcc ель но оходе; В- дроссель на Выходе; В- дросселирование
В распределителе на Входе и на выходе
1 с. 4 0,2, Характеристики гидропривода с последователь -
1М Включе нае/и о/госселЛ
F о 0,2. 6,4 О,Ь 0,8 1,0v п
Рчс. 40з. С*е/ча гм~дропри£ода с параллельным Вклиоче -
ни ели дросселя и его Гаранте рис тика.
- 117 -
где Qr - расход рабочей жидкости через гидроцилиндр;
fn - активная площадь гидроцилиндра.
Расход рабочей жидкости через гидроцилиндр определяется
ее расходом через дроссель, т.е.
Q= QsP-fyfs/j'АР' = JYfj-Гг) > (10.2)
где JW$ - коэффициент^расхода^ = 0,6...0,7;
- плотность рабочей жидкости;
|лц - давление рабочей жидкости на входе в дроссель;
J4r - давление рабочей жидкости в нагнетающей полости гидро¬
цилиндра; Г
flr=—7 • (10.3)
1 Jn
Режая совместно (10.1) и (10.2) с учетом (10.3), находим
зависимость On = f(F), которая и является нагрузочной характе¬
ристикой рассматриваемого гидропривода, рис.10.2. [101.
(10.4)
Из (10.4) следует, что скорость пормня гидроциликдра не
зависит от от места расположения дросселя.
Для симметричного дросселирующего золотникового распреде¬
лителя и для гидроцилиндра с двухсторонним мтоком, расходы в
рабочих окнах и перепады давления жидкости в них одинаковы
[101. Следовательно, перепад давления на золотнике и скорость
пормня 6п соответственно будут определяться из уравнений;
(10.5)
йр*0,5(|1и -|v)
~%(3)' ^ )f .
При одинаковых нагрузках F и скоростях перемещения порм-
ней Кп (10.4) и (10.5) следует, что
fiW =Ju,P(j). Ц?(г) . (ю.в)
Полагая, что JW$*J%>(j) , находим, что fifty- fjp(3) , т.е.
для рассматриваемого варианта площадь проходных окон дроссели¬
рующего золотника (рис.10.1.в) будет в ftF раз больже площади
- lie -
проходного отверстия дросселя, рисЛОЛ.а и ЮЛ.б.
Анализ показывает, что в отношении потерь давления рабо¬
чей жидкости и потерь мощности в гидроприводе и последователь¬
но вклпченннм дросселем соверменно безразлично,где проводится
дросселирование потока жидкости на входе в гидродвигатель или
на выходе из него, или на входе и выходе одновременно. Однако,
дросселирование потока рабочей жидкости на выходе гидродвига¬
теля имеет свои достоинства:
- гидродвигатель работает более устойчиво, особенно при
знакопеременных нагрузках [101;
- гидродвигатель работает в благоприятных термических
условиях, т.к. тепло, выделяющееся при дросселировании потока,
отводится в бак без его нагревания.
10.1.1. КПД гидропривода при последовательном
включении дросселя.
Полный КПД Цгп гидропривода с дроссельным управлением оп¬
ределяется потерями энергии в насосе, в гидродвигателе и в
гидроаппаратуре управления. Поэтому общий его КПД - Чгп будет
определяться зависимостью
*|гп = ’ Чг£ ,
где Цн - КПД насоса;
*1^ - КПД гидродвигателя;
- КПД системы управления (гидропривода),
И _ |У 1 Qr
^ Гн ’ Qh
Раскрывая (10.7), можно записать:
(10.8)
pH • Qh
Л/н
ГУ • Qr
Рн’бн
^ _ и и и
>'Qr WV
(10.9)
Выявляя закономерность изменения КПД гидропривода при
последовательном включении дросселя, примем допущение, что по¬
тери мощности в насосе и гидродвигателе отсутствуют, т.е.
[101-
- 119 -
Такое допущение дает возможность выявить степень влияния
системы управления гидропривода на эффективность его работы.
Анализ проведем в относительных величинах.
Относительная нагрузка Т гидродвигателя будет, в этом слу¬
чае, равная относительному перепаду давления рабочей жидкости в
гидроцилиндре, т.е.
F II - ГУ' ~fn F -
г‘ Г* '
ПОЛО)
Относительная скорость поржня Un окажется равной относи¬
тельному расходу рабочей жидкости, подводимой к гидроцилиндру:
ifn _ iffl’ -fn
Vnmax
(iO.ii)
Для относительной площади проходного отверстия дросселя
можно записать
(10.12)
Величиной |V = F (10.10) определяется часть давления
насоса, используемая в гидродвигателе.
Величина Un = Ог составит часть подачи насоса, направляе¬
мой в гидроцилиндр.
Из (10.9). с учетом принятого допущения, следует, что
Ч">х'г7'1ёгИг=Р'',Гп' полз)
Зависимость для максимальной скорости пормня,
(10.4), при Р=0, -fj - -fj т%
будет
иметь вид:
"^0 max J
fn If
'f
согласно
(10.14)
Допуская, что коэффициент расхода дросселя
от степени его открытия, найдем, что
не зависит
(н
(10.15)
- 120 -
Следовательно
' 1г (10.16)
тп
Согласно (10.13), закономерность изменения КПД ^ запи¬
шется соответственно в следующем виде
= tin а )
Iя*=iv-fj /1- jw- ’
Из полученных формул следует, что максимальная величина
КПД может быть реализована только при 4$ =1,0, т.е. при полном
открытии дросселя. Оптимальные значения Шопг и ^Гопг находят
исследованием функции на экстремум.
Дифференцируя (10.15) по Оп при =1,0, находим
4^ = 4-31Гп - о
dtfn опт •
= «г„„т = ^ -- f = 0,58 J
(10.18)
К,- P' tf-wHnr - 0- зМз*. 0,iSS.
(10.19)
Из (10«16) следует, что
J^1 гопт ~ Ррпт ~ 3 ' з
(10.20)
Проведенный анализ показывает, что даже при КПД насоса и
гидродвигателя, равными единице, КПД регулируемого гидроприво¬
да с последовательным вклвчением дросселя не может быть больше
0,385.
Столь низкое значение КПД - Ця* объясняется тем, что даже
на оптимальном режиме работы гидропривода, только 58% подачи
насоса направляется в гидродвигатель (остальное идет в бак
через клапан) и лишь 2/3 давления, создаваемого насосом,
используется в гидроцилиндре (остальное теряется в дросселе).
Потери мощности происходят и в_дросселе и в клапане [101.
Кривые *|пя= f(Un=0r) и =f(|V =Р), построенные по формулам
(10.17) для ряда значений -fg , приведены на рис.10.2.
(10.17)
- 121 -
Реальные потери мощности» с учетом КПД насоса и гидродви¬
гателя» будут еще выие» а полный КПД гидропривода будет ниже
0,385 ( < 0,385).
1Q.2. Регулирование гидропривода
при параллельном включении дросселя.
Схема объемного гидропривода с дросселем, вклпченным па¬
раллельно гидродвигатели, представлена на рис.10.3. В точке К
поток рабочей жидкости разветвляется: один поток через распре¬
делитель 3 поступает в гидроцилиндр 2, а другой - через регу¬
лируемый дроссель 4 направляется в бак. Клапан 5 - напорный.
При полном закрытии дросселя 4 скорость поржня Un - наиболь-
жая. При полном открытии дросселя его скорость снижается до
нуля или до минимальной величины, определяемой нагрузкой F.
Для параллельного вклвчения дросселя,с учетом принятых в
предыдущем разделе допущений,имеем;
Qh = Qr + Q$
о Р Г
Гн = Гг=Рг-£ J
(10.21)
Скорость поржня
Г _ От _ Он -(fy (10.22)
i " 4п
Расход рабочей жидкости через дроссель
(10.23)
После подстановки (10.23) в (10.22) получим, что
(10.24)
Нагрузочные характеристики Un-f(P) (10.24) рассматривае¬
мого гидропривода для ряда значений представлена на
рис.10.3.
В отличие от характеристик при последовательном вклвчении
дросселя (рис.10.2), они имевт противоположнув кривизну и вы¬
ходят из одной точки, соответствувщей 0пмвхи F=0. Нагрузка F^x,
вызывающая торможение выходного звена уменьжается с увеличени¬
- 122 -
ем степени открытия дросселя и при f->0» Fiax-?*«*».
КПД гидропривода при параллельном вклпчении дросселя оп¬
ределяется также» как и при последовательном вклпчении» за¬
висимое тью
*l*> =F.U„=f!r-Qr ,
(10.25)
где fir = рн = pj = i»0
Следовательно» при параллельном вклпчении дросселя» имеем
(10.26)
где относительная скорость мтока гидроцилиндра
Следовательно
= tfn = 4 - *f $ •
(10.27)
(10.28)
Таким образом» КПД системы управления гидроприводом при
параллельном вклпчении дросселя однозначно определяется от¬
носительным расходом рабочей жидкости через дроссель или сте-
пеньв его открытия» рис.10.3.
10.3. Сравнение способов регулирования гидроприводов.
Сравнение способов регулирования гидроприводов проводится
по трем оценочным показателям:
- по нагрузочным характеристикам;
- по КПД;
- по стоимости применяемых гидромамин и аппаратуры.
Нагрузочная характеристика оценивает степень стабильности
скорости выходного звена (вала мтока). Для трансмиссий тракто¬
ров» быстроходных гусеничных мамин» сельскохозяйственных само¬
ходных мамин» составнуп часть которых составляет объемный гид¬
ропривод^ Местность их нагрузочных характеристик должна быть
высокой.
Нагрузочные характеристики Un=f(F) гидрообъемных приводов
- 123 -
с различными способами управления скоростью выходного звена
представлены на рис.9.1, 10.1 и 10.3, из которых следует, что
наибольшей стабильностью обладает гидропривод с объемным регу¬
лированием. Значительно ниже стабильность у гидропривода с
последовательным включением дросселя. Наиболее низкую стабиль¬
ность имеет гидропривод с параллельным включением дросселя.
По результатам проведенного анализа в разделах 10.1.,
10.2. и [71 следует, что наиболее высокий КПД в рабочей об¬
ласти характеристик имеет гидропривод с маминннм (объемным)
регулированием; ниже - у гидроприводов с параллельным включе¬
нием дросселя; наиболее низкие характеристики по КПД имеет
гидропривод с его последовательным включением.
Оценивая стоимость гидроприводов различных конструктивных
исполнений, необходимо учитывать их надежность в пределах сро¬
ков эксплуатации. Длительная их работа возможна лишь при вы¬
полнении жестких T9 на изготовление деталей, особенно прецези-
онных сопряженных пар. Это условие связано с применением проч¬
ных и износостойких материалов. Поэтому затраченные средства
быстро могут окупиться в процессе эксплуатации при безусловном
выполнении этих требований.
Наибольшую стоимость производства имеют регулируемые гид¬
равлические машины с объемным управлением, которые нашли широ¬
кое применение в трансмиссиях быстроходных гусеничных машин,
экскаваторов, маневровых тепловозов, тракторов и сельскохо¬
зяйственных самоходных машин.
Для систем управления агрегатами трансмиссий и в станоч¬
ном оборудовании применяются объемные гидроприводы с открытым
кругом циркуляции рабочей жидкости. Такие системы управления
по сравнению с первыми имеют более низкую стоимость их произ¬
водства. Однако, с повышением давления рабочей жидкости в гид¬
росистемах, и скоростей вращения насосов и выходных звеньев
гидроприводов, усложняет технологию изготовления гидроагрега¬
тов и гидроаппаратуры, а следовательно, и стоимость их произ¬
водства.
- 124 -
ii. ПРИМЕРЫ ПРИМЕНЕНИЯ ВЫПОЛНЕННЫХ КОНСТРУКЦИИ
ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ И ИХ ОЦЕНКА
В гидравлических системах управления агрегатами трансмис¬
сий транспортных средств и технологическими процессами изго¬
товления деталей и заготовок в маминостроительном производстве
объемный гидропривод может создаваться по трем принципам рабо¬
ты [31:
- "вкличен-выключен";
- "регулятор давления";
- "следящего действия".
Такой гидрообъемный привод (рис.11.1, 11.3) вклпчает:
- орган управления;
- источник энергии;
- распределительное устройство;
- исполнительный механизм.
На рис.11.1 дана схема объемного гидропривода, обеспечи¬
вающая согласованную работу двух гидроцилиндров [91.
Остановка пормней цилиндров 3 и 4 происходит при нейт¬
ральном (нулевом) положении золотников в распределителях 1 и 2.
Синхронные движения исполнительных механизмов можно уяс¬
нить из таблицы 11.1 .
Таблица 11.1.
Работа гидропривода (рис.11.1.)
Положение
золотников
Работа электромагнитов
Направление
движения
Ведущий
цилиндр
1
2
31
32
33
34
0
0
-
- ■
-
-
Движения нет
0
а
-
-
+
-
Вправо
Син-
хрон-
ное
4
0
б
-
-
-
+
Влево
3
а
0
+
-
-
-
Влево
4
б
0
-
+
-
-
Вправо
3
9
125 -
Рис. 11.1. dudfiotifiuSod ун(га/>лен.ия синхронным дВиэкением 'шд/го-
L^UA.UHdjfldB
рис.11.2. (ГидрооЪъемная трансмиссия трактора ^Бима-ъоо'
- 126 -
- 127 -
Рассматриваемый гидропривод работает по принципу "вклв-
чен-внклвчен", имеет высокое быстродействие и жесткие нагру¬
зочные характеристики.
Объемный гидропривод с закрытым кругом циркуляции рабочей
жидкости, рис.4.1., как вариатор, удовлетворяет всем требова¬
ниям к бесступенчатой коробке передач: он обеспечивает стоянку
на месте, трогание мамины с места и разгон до максимальной
скорости, обеспечивает мамине прогрессивнув тяговув характе¬
ристику, высокий скоростной и силовой диапазоны и полное ре¬
версирование.
Конструктивно гидрообъемная передача, может быть вклвчена
в полнопоточнув трансмиссию и использована, как бесступенчатый
вариатор в двухпоточных Механизмах передач и поворота (МПП).
На рис.11.2. представлена кинематическая полнопоточной
трансмиссии с автономной гидрообъемной передачей на каждое ко¬
лесо движения трактора общего назначения "БИМА-ЗОО" (Франция),
оснащенного передним и задним механизмами навески.
Масса трактора - 14550 кг, оснащен дизельным двигателем
"ФИЙТ 8280м мощностьв 220 кВт при = 2200 мин-1 и колесным
движителем 4К4 (размер мин 20,8x38) [111.
Рассматриваемая гидрообъемная трансмиссия вклвчает сог¬
ласующий редуктор, четыре регулируемых насоса фирмы "Зауер",
четыре высокомоментных гидромотора "Ройс 13H3Q". Характеристи¬
ки гидроагрегатов приведены в таблице 11.2.
- 128 -
Таблица 11.2.
Характеристика объемного гидропривода
трактора "БИМА-300"
NN
пп
Оценочные показатели
Аксиально-
пормневой
регулируемый
насос
Высоко-
моментный
гидромотор
1.
Установочная мощность, кВт
178
135
2.
Максим, частота вращения» мин"*
4000
67
3.
Максимальное давление» мПа
42
45
4.
Рабочий объем» см3
0...66
жах 4900
Hin 2500
5.
Масса» кг
55
530
Внсокомоментные радиально-пормневне гидромоторы скомпоно¬
ваны в колодочных тормозах и образуют со своими колесами
конструкцию "мотор-колесо".
Рабочий объем высокомоментного гидромотора изменяется
ступенчато за счет отключения части цилиндров.
При отключении всех цилиндров гидромоторов обеспечивается
свободное качение колес.
Рабочий диапазон изменения скоростей движения составляет
пределы 0-15 км/ч. В транспортном режиме - 0-30 км/ч.
Режим эксплуатации программируется водителем по макси¬
мальной скорости в рабочем или транспортном диапазонах. Факти¬
ческая скорость устанавливается положением педали.
Двухдиапазонная гидрообъемная трансмиссия трактора обес¬
печивает прогрессивную тяговую характеристику.
Скорость движения трактора определяется из выражений:
- для рабочего диапазона
ТГт. = 0.377
" С
• Voh • Ч,он • Ч ом
UH
(11.1)
<Хе*Уом max
■?
- 129 -
- для транспортного режима эксплуатации
%= 0,37? Ь.:Л» -.Uh . (11.2)
' Vcm miи
Сила тяги на ведущих колесах:
- в рабочем диапазоне
Р. М Км ‘Уем ^ ... 7l
Псьт= П *7- ; (11.3)
“ Кц ‘ Уж ' ' *[мн ’ ^мм' ^
- в транспортном диапазоне
Ч-, = Mi
•if . (11.4)
Км * Ум itu'n (Хс _
•*‘5 "И Кн-Уон-^- Цин •*[**• Ijfe * М„
Диапазон изменения передаточных чисел трансмиссии в рабо¬
чей области ( > 0,75)
Uh max Vo/лтлк ^ 9900
dr¬
op*
Z500
/V
Л/
6. (11.5)
V«.
В формулах (11.1) ... (11.4)
частота вращения двигателя в режиме номина¬
льной мощности:
крутящий момент двигателя в режиме номина¬
льной мощности:
(Лс ~ передаточное число согласупщего редуктора
; _ щ* _ яаоо _
«и " ~WO" ~ °'5Ь'
Кн и К»- число насосов и гидромоторов, соответственно:
^тМм| К1а^ — механический КПД согласупщего редуктора, на¬
соса, гидромотора и движителя, соответственно:
Uн - параметр регулирования насоса:
Уон- рабочий объем насоса:
У0Ммау и Ymmin ~ максимальный и минимальный рабочий объем ги¬
дромотора.
Полнопоточная двухдиапазонная гидрообъемная трансмиссия
трактора общего назначения "Бима-300" обеспечивает высокие тя¬
говые качества и возможность работы с комплексом навесного
оборудования и прицепных сельскохозяйственных мамин.
- 130 -
В динамической системе трактора "Двигатель-трансмиссия-ма-
мина" не предусмотрены агрегаты» присущие механической
трансмиссии» исключены и ходоуменьмитель и реверс-редуктор.
Колодочные тормоза предназначены для удержания трактора на
подъемах и спусках» хотя конструктивно они могут быть исполь¬
зованы и как остановочные при отключении всех цилиндров гидро¬
моторов.
Однако суммарная установочная мощность гидравлических ма¬
мин полнопоточной гидрообъемной трансмиссии трактора "Би-
ма-300” значительно превымает мощность двигателя и реализована
быть не может.
В настоящее время объемный гидропривод закрытым кругом
циркуляции рабочей жидкости жироко применяется в трансмиссиях
быстроходных гусеничных мамин» обеспечивая плавное изменение
передаточного отномения при прямолинейном движении и бессту¬
пенчатое управление радиусом кривизны поворота мамины.
Основная идея новых технических ремений заключается в
разделении потока мощности на высмих диапазонах между гидро¬
объемной передачей и дифференциальными механизмами. При этом
оказалось возможным не только расмирить диапазон бесступенча¬
того изменения передаточных отномений за счет переключения в
механической части трансмиссии без пробуксовки фрикционных
устройств» но и повысить КПД.
К таким трансмиссиям относится четырехдиапазонная
трансмиссия НМРТ-50 американской быстроходной гусеничной мами¬
ны М-2 Бредли» рис.11.3. [121.
При прямолинейном движении в I-м диапазоне вся мощность
двигателя передается через гидрообъемные передачи. В процессе
движения на II» III и IU диапазонах» гидрообъемные передачи
нагружаются частью мощности источника энергии.
При повороте мамины эксцентриситеты обоих радиально-порж-
невых гидравлических мамин ГМ* в противоположные стороны» и
скорость прямолинейного движения сохраняется центром тяжести
мамины.
Трансмиссия HMPT-50G включает» рис.11.3»:
1. Входную фрикционную муфту 15 (Фвх)» предназначенную
для отключения двигателя в условиях низких температур;
2. Конический входной редуктор с передаточным отномением
- 131 -
I вх и ведущим валом 16;
3. Двухступенчатую планетарную коробку передач (ПИП) 18,
обеспечивающую движение мамины на II и IU диапазонах, которая
состоит из:
- эпициклического планетарного ряда 17 с дисковым тормо¬
зом Та П-го диапазона;
- фрикционной муфты Ф* - 19;
4. Коробку передач (КП), обеспечивающую движение мамины
на I и III диапазонах, в которую входят:
- промежуточный вал 11;
- ведомый вал 21;
- два дисковых тормоза Ti I-го диапазона;
5. Вал III-го диапазона 12 с фрикционной муфтой Фз 14;
6. Дифференциальный механизм 4 с положительной характе¬
ристикой планетарного ряда К^ .
7. Дифференциальный механизм 20, солнечная жестерня кото¬
рого посредством жестерен постоянного зацепления с передаточ¬
ным отножением Ц4 соединена с коронной жестерней плоского диф¬
ференциала 4, а водило - с водилом планетарного ряда 17;
8. Две гидрообъемные передачи (ГОП) с однотипными гидрав¬
лическими мажинами радиально-поржневого типа 5,7с регулируе¬
мыми rifi и нерегулируемыми ГМг гидромажинами (диаметром ци¬
линдров 50,8 мм и рабочим объемом 344 см3/об). Гидравлические
нажины ГМ* приводятся во вращение через жестеренный редуктор с
передаточным отножением Сн от ведущего вала 16. Гидравличес¬
кие нажины ГМ^ кинематически жестко связаны с полуосями плос¬
кого дифференциала 4;
9. Две бортовые суммирующие планетарные передачи 2 и 9,
водила которых имеют жесткую кинематическую связь с остановоч¬
ными тормозами То 3 и 8 и с ведущими валами бортовых редукто¬
ров 1 и 10. Коронные жестерни, посредством жестерен постоянно¬
го зацепления с передаточными отножениями Цз , if* и igo , свя¬
заны с коронной жестерней дифференциала 20 и валом 12 II1-го
диапазона,а солнечные жестерни - с гидромажинами ГМг гидрообъ¬
емных передач 5 и 7.
- 132 -
Работа трансмиссии при прямолинейном движении.
Нейтраль. Все фрикционные устройства, за нсклпченнен Фвх*
15, выключены. Эксцентриситеты гидронаыин ГМ* Qгм равны нулю.
Водила бортовых суммирующих планетарных передач 2 и 9 - непод¬
вижны. Дифференциал 20, планетарный ряд 17, ПИП 18, ведоная
жестерня б редуктора привода ГМ* вращаются вхолостую.
I диапазон. Включаются оба торноза Т*. Включение торнозов
происходит без пробуксовки, т.к. в "нейтрали" их барабаны
не вращаются. При этой коронные жестерни суммирующих планетар¬
ных передач 2 и 9 становятся тормозными звеньями. При одновре¬
менном увеличении подачи рабочей жидкости в гидромажинах ГМ^ ,
мамина начинает движение и происходит разгон ее до максималь¬
ной скорости на I диапазоне (0 ^ Ur ^ UjMax).
Гидрообъемная передача трансмиссии мамины нагружается
полной мощностью двигателя.
Передаточное отножение трансмиссии 1т на I диапазоне оп¬
ределяется из уравнения кинематики, составленного для суммиру¬
ющих планетарных передач 2 и 9.
С0с,3 + * kj = и)оз ( \ + К3) у (11.6)
где и иЛ>з - угловые скорости солнечных, коронных
жестерен и водил суммирующих плане¬
тарных передач 2 и 9;
* • • *
a- * Их * Lh ‘ Uron
* (11.7)
U7oъ ~
Подставив (11.7) в (11.6), находим передаточное отножение
Ст трансмиссии на I диапазоне (от выхода &0ам к входу ьО# )
4
4 + К3
= Цх ' • Поп
7
(11.8)
- 133 -
• •
где Lbx и Ih - передаточные отношения конического и цилинд¬
рического редукторов;
Iron - передаточное отноиение Гидрообъемной передачи
топ -
ГМ 4
’ffli так
(И.9)
где бгмг эксцентриситет гидравлических наиин ГМ*;
6гм<max ~ максимальный эксцентриситет гидравлических мамин ГМ*
(см. раздел 5).
-i,0 ^ - Iron ^ 0 ^ + Iron ^ +1,0 112] (11.10)
Изменение передаточного отномения на I диапазоне L гоп от
0 до +1 вызывает изменение передаточного отномения трансмиссии
lj , рис.11.4. . ;
(11.11)
0
4 + ^3
чему соответствует изменение скорости движения мамины от U7 =0
до О^мах, рис.11.3.
I[диапазон. Включается тормоз Т^. По достижении макси¬
мальной скорости мамины на I диапазоне автоматически включа¬
ется тормоз Тд, рис.11.3. Включение происходит без пробуксов¬
ки, т.к. передаточные, отномения зубчатых передач подобраны
так, что при Lj*ax = 1»Min, барабан этого тормоза неподвижен.
Условием включения тормоза Та без пробуксовки на этом ди¬
апазоне является • • ,. ч
1Н = t >0, (и.12)
1+ к*
где К* и - характеристики дифференциала 20 и планетарного
ряда 17;
- передаточное отномение зубчатого редуктора от
дифференциала 20 к плоскому дифференциалу 4.
После включения тормоза Т& , выключается тормоз Т*.
Дальнеймее повннение скорости мамины происходит при сни¬
жении эксцентриситетов гидравлических мамин ГМ^.
В этом случае мощность от двигателя поступает через гид¬
рообъемные передачи 5 и 7 на солнечные местерни суммирующих
- 134 -
планетарных передач 2 н 9 н параллельно на полуоси плоского
дифференциала 4, далее, суммируясь на его коронной шестерне,
через зубчатый редуктор с передаточным отношением на сол-
нечнув шестерню дифференциала 20.
Этот поток мощности суммируется на коронной шестерне диф¬
ференциала 20 с потоком мощности его водила, поступившего от
ПКП 18.
С коронной шестерни дифференциала 20 поток мощности
поступает на коронные шестерни суммирувщих планетарных рядов 2
и 9 через редукторы постоянного зацепления с передаточными от¬
ношениями и . На бортовых суммирувщих планетарных пере¬
дачах 2 и 9 происходит окончательное суммирование мощности,
которой через бортовые передачи нагрушавтся ведущие колеса
гусеничного движителя машины.
Передаточное отношение Ц трансмиссии на II диапазоне, по¬
лученное из рассмотрения кинематических связей от двигателя к
водилам суммирувщих планетарных передач 2 и 9, определяется из
зависимости
ц* Iron-
Lfa * ^3 j Litt • t'H • iron
+ 1 + «"з
(11.13)
При изменении эксцентриситетов гидравлических манин ГМ*
от +бгм<тахдо -бгмЛГцм (от UiTBin до Цгшах), манина увели¬
чивает свов скорость от 1% Hin до tTfr шах, рис.11.3.
Щднапазон. Включена фрикционная муфта Фз. Как только
скорость манины на предыдущем диапазоне изменение передаточных
отношений 1ц= f(lron) достигнет максимальной величины'Iftr шах,
автоматически, без пробуксовки, вклвчается фрикционная муфта
Фз 14 при включенном тормозе Тг , что обеспечивается подбором
передаточных отношений зубчатых передач трансмиссии.
Условием безударного включения этой муфты является ра¬
венство скоростей вращения ведущего 16 и ведомого 12 валов КП
П21 v
1н‘Ч), -—Ц- = 1 . (11.14)
/ I + К
I 4 + к
*1
2
'9о K’vj
После вклвчения фрикционной муфты Фз, тормоз Tz выключа¬
ется. Регулятор привода управления гидрообъемными передачами
- 135 -
изменяет эксцентриситеты гидравлических мамин ГМ* от - £гм*мах
до+вгм^иах.
Гидравлические мамины ГМ^ снижают сначала свою частоту
вращения, а затем, пройдя нулевое значение, начинают ускоренно
вращаться в обратную сторону. Скорость вращения водил суммиру¬
ющих планетарных передач 2 и 9 возрастает. Скорость мамины
увеличивается.
Передаточное отномение km трансмиссии на III диапазоне
определяется из выражения
I - ' ^3 + Ьн ‘ Won) > (1115)
J?" d + K3
Поток мощности двигателя разветвляется на ведущем валу КП
16. Часть ее через редуктор с передаточным отномением Цо, про¬
межуточный вал КП И, подводится к коронным местерням суммиру¬
ющих планетарных передач 2 и 9. Другая часть мощности, через
согласующий редуктор к гидравлическим маминам ГМ*, нагружает
гидрообъемные передачи и поступает к солнечным местерням сум¬
мирующих планетарных рядов 2 и 9, суммируясь на их сателлитах.
При изменении эксцентриситетов ГМ* от -б гм1жах до
+ 6 rM{Max скорость мамины увеличивается от IfjifMin до ТГ^мах,
рис. ИЛ. ~
IU диапазон. Включается фрикционная муфта Фч. При дости¬
жении максимального передаточного отномения трансмиссии Пимах
автоматически включается фрикционная муфта Фч 19 и выключается
Фз 14.
Условиями включения муфты Фч без пробуксовки являются
соотномения
■
Передаточное отномение ь {у трансмиссии при движении мами¬
ны на IU диапазоне выразится формулой
Цр - (1 + К у
- £н * ^ГОП‘(ф)
их’Чг’Чз'Кз +
К<0 +Къ)
Ugy • Сн • L ГоП
i +К5
.(11.16)
За счет изменения эксцентриситетов гндромаинн ГМ^ от
+£ гм^ах до -вгм^жах, скорость мамины возрастает до макси¬
- 136 -
мальной 1Г(у lin 4 w ^ Лжах, рис.41.3.
Расчетные данные передаточных отношений трансмиссии
(11.8), (11.13), (И.15) и (11.16) при бвх-1,0; К^К-^2,0;
К^-2,0; ^'Цз=2бн представлены в таблице 11.3.
В процессе разгона ыаыины на II-IU диапазонах, изменения
передаточных отношений трансмиссии, имеет место положение, при
котором Ьгоп=0. В этом случае гндрообъемные передачи работапт
как тормоз, и мощность через нее не передается. КПД
трансмиссии для этого режима - максимальный.
Разбивку диапазонов рассматриваемой трансмиссии определя¬
ет соотножение •
Hi*
* •
Ьн
Поворот мажины. В процессе криволинейного движения на лю-
бом диапазоне одновременно на одинаковуп величину изменяптся
эксцентриситеты гидравлических мажин ГМi в противоположные
стороны, создавая силу тяги на забегающей и тормознув силу на
отставшей гусеницах.
Передаточные отножения трансмиссии (таблица 11.3) для
каждой стороны изменяет свое величину.
При ускорении вращения солнечной шестерни суммирующего
планетарного ряда забегавщей гусеницы
' пск
гоп = + Iron + А Ьгоп.
При замедлении вращения солнечной жестерни суммирующего
планетарного ряда отстающей гусеницы
: зам , - .
^ гоп = + Ггоп +• A L-ron.
При этом частота вращения солнечной жестерни дифференци¬
ального механизма 20 не изменяется. Это следует из свойств
плоского дифференциала 4.
Следовательно, поворот гусеничной мамины с рассматривае¬
мой трансмиссией будет осуществляться только за счет изменения
частоты вращения солнечных жестерен суммирувщих планетарных
рядов 2 и 9.
Относительная величина расчетного радиуса поворота р для
- 137 -
криволинейного движения на всех диапазонах трансмиссий будет
иметь вид • , ,. ч
? ±*1- . (11.17,
где
f
й
Л A ' A i>ron
ь
ДЛ;
- относительный радиус поворота, измеряемый от
центра поворота до центра тяжести мамины в
единицах В;
- передаточное отношение трансмиссии при прямо¬
линейном движении (11.8), (11.13), (11.15) и
(11.16) на i-том диапазоне;
- изменение передаточного отношения трансмиссии
при повороте;
ЛЬ гоп - изменение передаточного отношения гидрообъем¬
ных передач при повороте.
Из зависимости (11.17) следует, что в пределах каждого
диапазона с увеличением скорости движения кривизна поворота
уменьшается (радиус поворота увеличивается), что удовлетворяет
требованиям управляемости машины. Значения расчетных радиусов
»
поворота в начальной j>H и конечной точках и при 1гоп=0
для каждого диапазона представлены в таблице 11.3.
Величина минимального радиуса поворота в каждом диапазоне
зависит также от передаточного отношения трансмиссии. Его пре-
дельное значение наступает только при 1гоп=0.
Таблица 11.3.
Теоретические характеристики трансмиссии
NN
диа¬
па¬
зона
Передаточное
отношение
трансмиссии
Диапазон
perули-
рования
ГОП
Расчетный радиус
поворота $>- —Ь-
$>.in
Макси¬
мальная
скорость
Vkax км/ч
£н
S при
1гоп=0
5*
I
Ur= 1'ГОП-у
-1 до +1
-
0
10
0
| 1Гжах
II
+1 до -1
10
20
30
i.o
j 'Лжах
III
t9=5it«t,l'Ss+ Lron з"
-1 до +1
30
40
50
2,0
fVkax
10
4 = l-Sx-,-»3 Lr°n^ ? L“
+1 до -1
30
60
70
3,0
Vkax
- 138 -
Трансмиссия HMPT—500 гусеничной мамины М-2 обеспечивает
за счет гидрообъемных передач бесступенчатое изменение переда¬
точного отномения при прямолинейном движении и бесступенчатое
изменение радиуса поворота, что обеспечивает управление мами¬
ной и повымает экономичность по расходу топлива.
ЛИТЕРАТУРА
1. Петров В. А. Гидрообъемные трансмиссии самоходных машин.
- М.: Машиностроение, 1988. - 248 с.
2. Кондаков Л. А. Рабочие жидкости и уплотнения гидравличе¬
ских систем. - М.: Машиностроение, 1982. - 216 с.
3. Крумбольдт Л. Н., Соковиков В. К. Конструирование и расчет
гидравлических приводов управления агрегатами трансмиссии и на¬
весным оборудованием тракторов. Методические указания. - М.:
МАМИ, 1991.
4. Башта Т. М. Объемные насосы и гидравлические двигатели
гидросистем. - М.: Машиностроение, 1974. - 606 с.
5. Герасимов Г. В. Бесступенчатые передачи тракторов. - М.:
МАМИ, 1975.-174 с.
6. Справочное пособие по гидравлике, гидравлическим мааи-
нам и гидроприводам/ Я. М. Вильнер, Ю. А. Беленков, Я. Т. Ковалев,
Б. Б. Некрасов; Под общей редакцией Б. Б. Некрасова. - Мн.:, Высшая
школа, 1985. - 382 с.
7. Прокофьев В. Н. и др. Аксиально-поршневой регулируемый
гидропривод. - М.: Машиностроение, 1969. - 496 с.
8. Богданович Л, Б. Гидравлические приводы. Учебное пособие
для ВУЗов. - Киев: Вища школа, 1980. - 232 с.
9. Башта Т. М., Руднев С. С., Некрасов Б. Б. Гидравлика, гидро¬
машины и гидроприводы. Учебник для машиностроительных ВУЗов. -
М.: Машиностроение, 1982. -423 с.
Константин Исаакович Городецкий, проф., д. т. н.,
Лель Николаевич Крумбольдт, проф., к. т. н.,
Николай Александрович Щельцын, проф., к. т. н.
Конструирование и расчет составных частей объемного гидроприво¬
да. Учебное пособие для студентов специальности 150100 “Автомобиле- и
тра кторостроен ие”.
Подписано в печать Заказ Тираж 100
Уел. п. л. 8,7 Уч.- изд. л. 9,4
Бумага типографская. Формат 60x90/16
МАМИ, Москва, 105839 Б. Семеновская, 38