148273 (Универсальный передвижной гидроагрегат), страница 3

- систему зарядки изделий ВС давлением 0,1-1,0 МПа; .

- систему наддува гидробаков ВС и дренажного бака установки давлением 0,13 МПа;

- систему наддува гидробака установки УПГ-300 давлением до 0,35 МПа.

Зарядка гидроанккумуляторов осуществляется через зарядный вентиль 9 и зарядный штуцер 11. , -

В систему зарядки изделий ВС и наддува гидробака установки давлением до 0,35 МПа азот поступает через редуктор 22. Давление контролируется по манометру 21. Кран управления 20 служит для подачи азота либо к штуцеру 19 системы зарядки пневмоэлементов ВС, либо к штуцеру 18 системы наддува гидробака УПГ.

Давление азота, поступающего для наддува в гидравлические баки ВС и в дренажный бак установки, понижается в редукторе 10 до 0,4 МПа, затем в редукторе 12 до 0,13 МПа. Давление контролируется по манометру 13. Подача азота в гидравлические баки ВС происходит через кран управления 14, соединительную муфту 15 и штуцер 16. Через штуцер 17 азот подается в дренажный бак УПГ.

Рис. 14. Принципиальная схема пневматической системы УПГ-300

Вентиль сброса давления 7 выполняет функции дренажа системы. Краны управления 14 и 20 кроме переключения системы обеспечивают также их дренаж.

Баллоны - типа АБ-350-40, безосколочные, емкость по 40 л. рассчитаны на давление до 35,0 МПа. На баллоне установлены вентили ВВ-400 сальникового типа.

Редуктор - тина 679200А предназначен для понижения давления газа в системе с 35,0 до 15,0 МПа. Редуктор состоит из корпуса 8 (рис.15), гильзы 6, затвора 14, плунжера 9 е рабочей пружины 7. Газ под давлением 35,0 МПа от баллонов АВ-350-40 подводит к штуцеру 1 и далее свободно проходит через отверстие втулки 15 в камеру 2 высокого давления. При давлении в камере 4 белее 15,0 МПа плунжер 9, сжимая рабочую пружину 7, перемещается на величину при которой затвор 14 под воздействием пружины 16 садится да седло 13 и разобщает камеры высокого и низкого давлений. При падении давления в камере 4 до 14,0 Ша плунжер 9 переместится под воздействием пружины 7 в обратном направлении отожмет затвор от седла 13 и сообщит камеры высокого и низкого давления.

Рис. 15 Редуктор

Фильтр типа 31ВЗШ предназначен для фильтрации газа, поступающего из баллонов в систему, от частиц размеров более 40 мкм. Фильтр состоит из двух штуцеров 1 и 2 (рис.16), фильтрующего элемента 5, который прижат к втулке 4 пружиной 6. Фильтроэлемент 5 выполнен из шести слоев металлической сетки 016 и пяти слоев никелевой сетки № 004. Герметичность соединения штуцеров 1 в 2 обеспечивается уплотнительным кольцом 3.

Рис. 16. Фильтр

Электрооборудование

Электрооборудование установки УПГ-300 предназначено для питания пусковой, регулирующей и контрольно-измерительной аппаратуры также для питания бортовой сети ВС. Оно состоит из 12-вольтовой однопроводной системы электрооборудования двигателя ЗШ1-375 и 27-вольтовой двухпроводной системы электрооборудования установки.

Источниками тока в системе УПГ являются генератор постоянного тока и две аккумуляторные батареи общей емкостью 250 А.ч., которые обеспечивают питание потребителей: электрических элементов обслуживаемых гидросистем ВС, электромеханизмов управления сцеплением, электромагнитных муфт насосов Щ-52М, привода подкачивающих насосов ЭЦН-П и ЭЦН-105, механизмов регуляторов давления и производительности насосов НП-52М, привода электродросселя, вентиляторов обдува генераторов, контрольно-измерительных приборов, УКВ радиостанции и переговорного устройства, аппаратуры наружного и внутреннего освещения.

Кроме перечисленных агрегатов системы электрооборудования, УПГ-300 включает также необходимую коммутационную и пускорегулируемую аппаратуру, обеспечивающую надежную и стабильную работу источников тока. В ее состав входят: дифференциально-минимальное реле ДМР-400Д, угольный регулятор напряжения РУГ-82, автомат защиты от аварийного повышения напряжения АЗП1-МА, сигнализатор опасного перепада давления СОПД-48 в системе охлаждения генератора, выносное сопротивление регулировки напряжения генератора.

Система электрооборудования УПГ-300 обеспечивает контроль и дистанционное управление практически всеми процессами гидроагрегата, что значительно облегчает работу оператора.

2. Конструкторская часть

Расчет гидротрансформатора. Постановка задачи расчета гидротрансформатора

При расчете гидротрансформатора задаются формой и размерами круга циркуляции, а также размерами, определяющими размещение решеток отдельных колес, кроме этого, определяют значения расхода жидкости, протекающей по проточной части, и напор, развиваемый насосом.

Профилирование лопастей рабочих колес и определение внешних и внутренних характеристик гидротрансформатора также входит в расчет. Исходя из требований, изложенных в задании на проектирование трансмиссии, выбирают определенный тип гидротрансформатора. При этом число ступеней берется ориентировочное в зависимости от требуемого расчетного передаточного отношения. Лопасти профилируют при помощи треугольников скоростей.

Анализ совместной работы колес проводится при помощи расходно-напорных характеристик колес и кривых, характеризующих изменение потерь напора с изменением расхода. При этом обычно предполагается, что расход везде одинаков. Все эти вопросы описаны в литературе. Точность этих операций зависит от точности определения потерь энергии в рабочих колесах и определения отклоняющей способности лопаток рабочих колес.

Наиболее сложной является первая задача. Задача расчета значительно упрощается, если можно использовать геометрически подобный прототип передачи. При этом расчет проточной части сводится к определению размеров круга циркуляции и его элементов по формулам коэффициентов мощности А или момента Я, а углы лопаток и их профилировку выбирают одинаковыми для модели и проектируемой передачи.

Применяемые методы расчета гидротрансформатора основаны на использовании опытных коэффициентов, найденных экспериментально и оценивающих лопаточную систему трансформатора в целом или на использовании геометрического и кинематического подобия. Одна из первых методик расчета потерь, предложенная А.П. Кудрявцевым, основана на введении понятия общего коэффициента сопротивления лопастной системы, представляющего собой отношение потерь напора Ah к среднему скоростному напору.

Учитывая особенности гидропередачи (длину каналов, образованных лопастными системами проточной части, сложность процессов внутри проточной части, влияние рабочих элементов и самих потерь друг на друга), А.Я Кочкарев рассматривает потери, которые можно выявить в результате опытов и для которых можно получить соответствующие коэффициенты потерь.

Предлагая описанный выше метод, А.Я. Кочкарев указывает в то же время на приближенность получаемых значений, поскольку коэффициенты потерь получены из анализа конкретных проточных частей с определенными геометрическими и кинематическими соотношениями. Возможность их использования в других случаях требует специальных исследований.

Д.Я. Алексапольский считает, что при такой трактовке коэффициент К в этой формуле имеет тот же смысл, что и коэффициент сопротивления проточной части гидротрансформатора и рекомендуемая величина К приемлема только для гидротрансформаторов тех типов, на основании испытания которых она дается. При раздельном определении потерь коэффициент потерь на трение X можно определять по графику для труб с естественной шероховатостью.

Потери от диффузорности определяются как потери в коническом диффузоре с эквивалентным углом расширения. Потери от поворота потока в меридиональной плоскости и в межлопаточном канале в неподвижных и вращающихся колесах считаются пропорциональными квадрату меридиональной скорости, причем коэффициент пропорциональности рекомендуется брать равным 0,1-0,15.

В отличие от Д.Я. Алексапольского, И.Ф. Семичастнов при определении потерь на поворот потока не разделяет их на потери от поворота в двух плоскостях (в меридиональной плоскости и в межлопаточном канале), но в то же время вводит новые категории потерь, связанные с внезапным сужением и расширением потока на кромках колеса при входе и выходе из межлопаточного канала. Таким образом, И.Ф. Семичастнов предлагает следующую классификацию потерь.

Г.М. Хуршудян предполагает, что потери на поворот связаны с неравномерностью распределения скорости по сечению канала и пропорциональны квадрату расхода, он рекомендует учитывать их при помощи коэффициента А (вместе с потерями на трение), причем для определения коэффициента А нужны соответствующие поправки, учитывающие специфику течения жидкости в каналах гидротрансформатора.

При расчете потерь на трение принимаются следующие допущения: вращение колеса не влияет на величину потерь; распределение скорости поперек каналов равномерное; канал рассчитывается как участки трубы бесконечной длины, т. е. потери на трение определяются, как для труб и каналов с различными геометрическими формами.

Увеличение коэффициента потерь Я в 3 раза по сравнению с объясняется спецификой течения жидкости в гидротрансформаторах. Указывая на сложность учета явлений, связанных с ударным обтеканием лопасти, Г.М. Хуршудян подчеркивает, что рекомендации А.П. Кудрявцева и К. Пфлейдерера не всегда подтверждаются испытаниями гидротрансформаторов.

Все изложенные методики можно, таким образом, разделить на две группы: методики, в которых потери вычисляются при помощи объединенного коэффициента потерь канала, и методики, где потери вычисляются, как сумма потерь от местных сопротивлений. В первом случае оказывается затрудненным использование опыта, поскольку общий коэффициент потерь канала может быть перенесен только на близкий по параметрам объект.

В случае же раздельного определения коэффициентов потерь для каждого вида сопротивлений в канале не учитывается их взаимное влияние, что также должно ограничивать область использования этих значений близкими конструкциями. Обобщая вышесказанное, можно утверждать, что известные методы расчета потерь в проточной части гидротрансформаторов основаны на использовании коэффициентов потерь, полученных при экспериментальном исследовании каналов различной конфигурации.

Специфику течения жидкости в гидротрансформаторе авторы учитывают введением соответствующих поправок к этим коэффициентам. Поправки определяются на основании опыта исследования определенных (но различных) проточных частей, поэтому величины коэффициентов потерь получаются различными, хотя во всех случаях наблюдается удовлетворительное совпадение расчетных и экспериментальных кривых.

В.И. Лапидус считает, что изложенный А.П. Кудрявцевым метод расчета можно использовать в случаях, когда имеется готовый трансформатор, близкий по своим свойствам к проектируемому. При различном расчете потерь, вызванных на одном и том же участке различными причинами, не может быть учтено взаимное влияние различных видов потерь, проявляющееся в соответствующем перераспределении скоростей в потоке.

Подбирая различные коэффициенты сопротивления и удара, можно получить желаемую точность совпадения напорного баланса с данными испытаний. Однако такое совпадение не является подтверждением справедливости метода расчета, поскольку может оказаться, что для гидротрансформатора другой конструкции напорный баланс сходится лишь при других значениях поправочных коэффициентов.

Описанные методы расчета, учитывающие специфику различных проточных частей гидротрансформатора, имеют определенные достоинства, связанные с относительной простотой и надежностью результатов расчета для данного гидротрансформатора, и применяются при их совершенствовании и доводке.

К числу недостатков, общих для всех методов расчета потерь в гидротрансформаторе, следует отнести отсутствие общепринятой методики выбора на основании опыта коэффициентов потерь и как следствие этого - невозможность использования опытных данных при расчете новой проточной части, не имеющей близкого прототипа. Одним из методов расчета, широко применяемых в практике турбостроения, является метод теории решеток, основанный на использовании результатов продувки плоских пакетов профилей.

Процесс преобразования гидравлической энергии в механическую на лопатках рабочих колес сопровождается потерями: профильными, связанными с явлениями на поверхности профиля; концевыми, возникающими на поверхностях, ограничивающих лопатки по концам (по размаху); объемными; это утечки жидкости через зазоры между лопаточными венцами и корпусными деталями; потерями, связанными с нерациональной организацией потока в ступени.

Профильные потери. При обтекании профиля плоским потоком вязкой жидкости возникают потери энергии, обусловленные вязкостью. У поверхности профиля образуется пограничный слой, где скорость потока изменяется от некоторого значения величины скорости w до 0. В этой области потока есть скольжение слоев жидкости относительно друг друга и возникают потери трения, которые составляют большую часть профильных потерь. Пограничный слой может быть ламинарным и турбулентным.

В последнем случае потери оказываются большими. При увеличении числа Re пограничный слой становится тоньше. При этом при определенных соотношениях вязкости и скорости потока поверхность становится гидравлически шероховатой: высота неровностей становится больше толщины пограничного слоя и величина шероховатости оказывает влияние на величину профильных потерь.