Башта Т.М. - Машиностроительная гидравлика (1067403), страница 56
Текст из файла (страница 56)
с. Максимальное число оборотов обычно колеблется от 3600 — для малых мощностей до 350 в минуту — для больших мощностей; минимальное число оборотов составляет 5 в минуту; точность регулироьания выходной скорости — около 5% . Регулирование скорости гидропередачи Прп средних и выше мощностях ()У > 10 л. с.) распространена система регулирования выходной скорости передачи с использованием объемных насоса и гидромотора, один из которых (см. рис.
159, а и б) или оба (см. рис. 159, а) являются гидромашиной с регулируемым рабочим объемом. В системах гидроавтоматикн широко применяется объемное регулирование с помощью двухкаскадкого усилителя типа сопло— заслонка. На ркс. 161 представлена принципиальная гидравлическая схема подобной гидропередачи, состоящей из регулируемого насоса 9, управляемого с помощью гидроусилителя типа сопло †заслонка 2 с злектромеханпческим преобразователем 1 и нерегулируемого гидромотора И. Рис. 160. Конструкция гидропередачи с насосом и мотором пластинчатых типов м !б ~5 Ркс.
161. Схема рогулироооизл гидропородачи (тракскисова) с насосом л мотором аксоальвых тввоз Цилиндры 12 и 14 предназначены для установки люльки при потере давления в магистрали 1т (питаемой вспомогательным насосом) в среднее положение, осуществляемой при помощи пружин. При наличии магистрали давления эти поршни, утапливаясь в цилиндры, отжимаются от рычага В, обеспечивая свободу переме. щения последнего под действием поршней 6 и 16. Опыт показывает, что в электромеханическом преобразователе, выполненном в видо поворотных электромагнитов, угол поворота якоря ((') строго пропорционален напряжению на управляющей обмотке электромагнита. Скоростная характеристика гидропрпвода.
Теоретическое число оборотов вычисляют из условий равенства объемов, описываемых рабочими элементами насоса и мотора (поршнями, лопастями и пр.) в единицу времени: (327) авэ О, „= О, „тбттн й„н„=у. „,. 10 т. Ы. Башто При смещении заслонки 2 из среднего полотненвя равенство давлений под поршнямп 4 и П будет нарушено, к клунжер 8 распределительного золотника сместится ка некоторую величину, пропорциональную углу поворота ааслонки. При среднем положении плунжера 8 жидкость в цилиндры 6 и 16 поступать не будет. Если давление в цилиндрах 6 и 16 одинаково, то рычаг 8 управления поворотом люльки будет находиться в среднем положении.
Жесткая обратная связь на поршни 4 и 1т осуществляется с вала 11 люльки пасоса с помощью качающегося рычага 10 и рамы У. Отсюда теоретическое число оборотов мотора (329) гДе АР = Р, — Ре — пеРепад давлениЯ а мотоРе; Р, и Ре — давление л~идкости У входа в мотоР и па выходе из него; и — коэффициент размерности.
На основании выражения (199) можно написать для поршневых насоса и мотора аксиальных типов Чи (Я Уе ллнпееи и =и„- — =ии- — —. Чм "Гикал Е'лимом' (331) При регулировании выходной скорости (вала мотора) путем изменения рабочего объема ди насоса при постоянном рабочем объеме Чм гидРомотоРа полУчим пРи постоЯнном пеРепаде давления жидкости переменную мощность деи„ор н постоянный крутящий момент М „р на валу мотора (потерями мощности пренебрегаем) (см.
выражения (138) — (141)), а при регулировании рабочего объема мотора при постоянном рабочем объеме насоса— постоянную мощность и переменный крутящий момент на валу мотора. При применении насоса и гидромотора переменных (регулируемых) расходов (рабочих объемов) расшпряегся диапазон регулирования, а такн~е возможность выбора выходных характеристик передачи по крутящим моментам и мощностям. Так, например, если выходную скорость регулврозазь изменением углов наклона шайбы насоса и гидромотора, то теоретически подобный привод будет иметь неограниченный диапазон чисел оборотов— от бесконечно малого до бесконечно большого !см. выражение (331)). Однако если выходной вал гидроыотора нагружен, то регулирование моя~но осуществить лишь в определенных пределах выходных скоростей, вке которых угловая скорость не будет изменяться пропорционально изменению установки угла у регули- и =и Чи-, (328) м и гдето, „и(), „— объемы, описываемые рабочими элементами насоса и гидромотора в минуту (см.
выражение (131)); и — число оборотов насоса в минуту; д„и и де ™ — рабочие объемы насоса и гидромотора (расчетная производительность за один оборот). Выражения для теоретической мощности Жи„ор и крутящего момента Ме,„р на выходном валу мотора (см. выражения (141) и (143)1 имеют вид Мтеарем . ~меер йлРОе ° м 71в 2 М =716 2 '"""" =716,2 — я~ее-ле-, (33О) теоР ' и ' И м м рования, Минимальной величиной рабочего объема мотора будет аначение, при котором развиваемый им крутящий момент способен преодолеть как сопротивление трения в моторе, так и нагрузку, приложенную к его валу. В равной мере прн некоторых малых значениях рабочего объема насоса (малом угле у„) вращение вала мотора может пре- .
кратиться из-за перетеканий жидкости иа рабочих полостей насо- са и мотора в нерабочие, а также из-за утечек ее в резервуар. Это наступит при такой величине у„, при которой объем, описываемый рабочими элементами о„, будет равен утечкам жид- Е„ее кости в системе нри данном давлении (см. стр, 130).
'" 'аееее Изложенное выше ил- Ге,х люстрируется расчетным (сплошные ливии) и практическим (штриховые ли- а) пии) графиками статических характеристик передачи, представленными на рис. 162, б. Кривые М, Л, и и соответственно выражают изменения крутящего момента, мощности и числа оборотов выходного вала порсдачн в зависимости от параметров — ™ улхзах и й й Ф Ге1Й ~пал г) 162. Схеме и кривые регулирозазяа гидропередачи и -- —, причем индексы Уп Умтэх Рмс. т и ф соответственно обозначают теоретические к фактические значения. Зона а соответствует регулированию передачи по насосу при у„= сопь1 и зона б — регулированию гидромотора прн у„= сопз1. При совместном применении обоих способов регулирования одновременно изменяются две величины — выходная скорость и крутящий момент, развиваемый на валу мотора. Если скорость и рабочие объемы насоса и мотора постоянны, то скорость нала мотора будет такмхе постоянной, н при герметичности гидросистемы и ясесткости ео компонентов она пе будег зависеть от величины нагрузки, приложенной к валу мотора, а также от числа его оборотов.
В этом случае изменение нагрузки вызывает лишь изменения давления в трубопроводе, соединяющем насос и мотор. Согласно выражению (138) это давление пропорционально величине указзпиоя нагрузки: Др = 2я1П те Чм 10" Если угловая скорость насоса постоянна, то перепад йр давления определяется отношением полного момента сопротивления на выходном валу к рабочему объему мотора. В статическом режиме полный момент сводится, если пренебречь трением, к моменту внешнего сопротивления, к которому при динамическом режиме добавляется момент инерционной нагрузки. Практически при удовлогворптельном к. и.
д. насос можно регулировать в диапазоне скоростей 50: 1, а гидромотор — в диапазоне скоростей 10:1. Общий же диапазон регулирования передачи с регулируемым насосом и гидромотором достигает в отдельных случаях при практически допустимом снижении к. п. д. аначения 1000:1. К. п. д. гидропередачн — ' "р = 1 — Ре'р Рн Рн (332) где р„— давление на выходе из насоса; Лр „= Ьр„+ Лр„— суммарные потери давления в нагнетательном (Лрн) и сливном (Лр,л) трубопроводах (включая местныо сопротивления). Для передачи нераздельного исполпония последний вид потерь включается в механические потери насоса или мотора в зависимости от места измерения давления жидкости. Очевидно, потери на пути от точок, в которых измерялись давления, до рабочих камер насоса и мотора, а также потери в сливпых и всасывающих каналах войдут в механические потери последних, учитываемые механическим к.
п. д. В соответствии с зтим полный к. п. д. передачи Чоолн = Чос. нЧор. нЧ.нее, нЧлен, леЧене1р = Чосн еерЧл~ен. нерЧенрр где Ч,з „,р и Ч „,„„,р — объемный и механический к. п, д. передачи. 292 Потери мощности в гидропередаче, состоящей пз насоса и мотора, равны сумме объемных и механических (включая гидравлические) потерь, а следовательно, полный к.
п. д. передачи равен произведению к. п. д. пасоса и мотора. Для гидропередач раздельного исполнения (см. рис. 2, б и в) должны быть учтены таниное потери мощности, обусловленные гидравлическим сопротивлением трубопроводов, по которым циркулирует жидкость, а также потери в местных сопротивлениях. Эти потери мощности можно выразить гидравлическим к. и. д. пеРедачи Ч, ор.
Обозначив суммарные потери давления в трубопроводах (включая также и потери местных сопротивлений, расположенных на трубопроводах) через Лро,, моя по написать (потерями на всасывание пренебрегаеы) Величина полного к. п. д. определяется отношением выходной мощности на валу гидромотора к приводной мощности (на валу насоса): (333) пр.
и или Мтер. м Ч полн М по. и где 67, наг„ь„— измеренныемощностина валу гидромотора и насоса; М,р и М„н — измеренные крутящие моменты на валу гидромотора и насоса. Объемный к. и, д. передачи пм, аоо Чоб. Нр Чоб. нЧоб. м пм, теор где Ч,ф и Ч „„,р — аффективное и теоРетическое гидромотора (соответствующее Р...) т. Зффективная мощность на 00 выходном валу гидромотора (334) число оборотов несла 00 700 , 00 ~~ м. асб = а' пр.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
