Главная  Промышленность 

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 [ 44 ] 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55 56 57 58 59 60 61 62 63 64 65 66 67 68 69 70 71 72 73 74 75 76 77 78 79 80 81 82 83 84 85 86 87 88 89 90 91 92 93 94 95 96 97 98 99 100 101 102 103 104 105 106 107 108 109 110 111 112 113 114 115 116 117 118 119 120 121 122 123 124 125 126 127 128 129 130 131 132 133 134 135 136 137 138 139 140 141 142 143 144 145 146 147 148 149 150 151 152 153 154 155 156 157 158 159 160 161 162

При этом время сервомотора оказывается минимальным. Из статического расчета следует, что

Р 1.2Ро

При выборе размеров сервомотора можно пользоваться графиками зависимости Тс = fiFc).

График этой зависимости не симметричен относительно точки Fc = Fcovu причем левее этой точки кривая возрастает быстрее, чем справа от нее. Если нельзя выбрать размер поршня таким, чтобы Fc = fcopt, то следует выбирать его размеры так, чтобы Fc > Fc opt-

В качестве измерительного устройства (датчика) в системе регулятора могут применяться объемные и центробежные насосы.

Кроме надежности, центробежные насосы имеют запас производительности, позволяющий использовать их одновременно как датчик системы регулирования и насос системы смазки и охлаждения установки. Эти насосы обладают равномерностью подачи, что особенно важно при требовании обеспечения регулятором малой степени неравномерности. По этим причинам системы регулирования мощных турбин имеют центробежные насосы - тахометры.

В установках малых мощностей используют объемный насос, так как мощность регулятора не должна составлять более 1% передаваемой мощности. При этом оказывается выгоднее иметь три насэса (как в описанной выше системе), чем один.

Кроме этого, при объемном насосе система более чувствительна к изменению числа оборотов.



Глава IV. РАСЧЕТ ГИДРОМУФТ

§ 1. ОСНОВНЫЕ УРАВНЕНИЯ ГИДРОМУФТ

В гидромуфтах крутящий момент с ведущего вала на ведомый передается тремя способами:

обменом моментов количества движения при внутренней циркуляции жидкости из насоса в турбину и снова в насос;

трением жидкости, находящейся между ведомой и ведущей частью;

механическим трением в сальниках, уплотнениях, во внутренних подшипниках и т. п.

При работе гидромуфты на номинальных режимах, т. е. при малых скольжениях, двумя последними факторами можно пренебречь, однако второй фактор приобретает влияние только при режимах большого скольжения.

В таком случае основным средством передачи энергии с ведущего на ведомый вал, при рассматриваемых режимах, является циркуляционный поток, образующийся в проточной части гидромуфты, поэтому с учетом его и будут в основном рассматриваться явления, происходящие в гидромуфте.

Итак, момент передаваемый гидромуфтой, равен

М = М + Мр, (17)

где Мц - циркуляционная составляющая момента, обусловленная изменением количества движения;

Мгр - составляющая момента, передаваемая трением.

Так как большинство гидромуфт имеет прямые, радиальные лопатки (угол §2 = 90° и Pi = 90°), то уравнение (8) можно переписать в виде

I,( = QP(-10.«12- 22«22). (18)

имея в виду, что р = -.

Уравнения (8) и (18) можно отнести и к насосу, и к турбине. Отличие состоит в том, что для насоса оно показывает увеличение момента количества движения массы жидкости, а для турбины - уменьшение.



Торможение жидкости на колесе турбины (так же как и ее разгон на насосе) происходит как бы в два приема. Сначала, как только частицы жидкости попадают на колесо турбины, происходит резкое с ударом торможение их от скорости Ujj до скорости «21 (для плоских радиальных лопаток). Это торможение жидкости создает активную составляющую циркуляционного момента Мц, обозначим ее Ма- Принимая во внимание, что торможение происходит на радиусе Г2 = Г12 = Г21, можно записать

M, = Qpr2(l-0o)i, (19)

. Ю2 . Ml

coi и С02 - угловые скорости соответственно ведущего и ведомого валов в сек~. Протекая по турбине, жидкость тормозится вследствие перехода частиц с большего радиуса на меньший (уменьшается абсолютная скорость с из-за падения окружной скорости»). При этом лопатки турбины нагружаются силами Кориолиса. Момент, определяемый ими и называемый здесь реактивным, можно найти из уравнения

Мр = Qp («21Л21 - «аг-гг) = QPi - ?) • (20)

Следовательно,

M = M-Mp = Qpwi(\-ai)rl, (21)

а = (); G< 1; /< 1.

Из формул (19) и (20) следует, что в зависимости от режима работы гидромуфты доля активной и реактивной составляющей Мц меняется. При трогании с места (т. е. при большом скольжении) активная составляющая велика, а реактивная мала и наоборот- по мере разгона турбины, т. е. с уменьшением величины скольжения 5, увеличивается Мр с одновременным убыванием Ма.

На рис. 40 представлены зависимости Ма и Мр от передаточного отношения i и скольжения 5 для гидромуфты с плоскими радиальными лопатками. При i = 0,97 активная составляющая момента Ма равна только 7% от всего передаваемого момента, в то время как реактивная часть Мр составляет 93%, т. е. в расчетной точке характеристики гидромуфты крутящий момент передается в основном за счет реактивной составляющей ее циркуляционного момента.

На рис. 41 приведена внешняя (теоретическая) характеристика гидромуфты, работающей при постоянном числе оборотов ведущего вала.



0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 [ 44 ] 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55 56 57 58 59 60 61 62 63 64 65 66 67 68 69 70 71 72 73 74 75 76 77 78 79 80 81 82 83 84 85 86 87 88 89 90 91 92 93 94 95 96 97 98 99 100 101 102 103 104 105 106 107 108 109 110 111 112 113 114 115 116 117 118 119 120 121 122 123 124 125 126 127 128 129 130 131 132 133 134 135 136 137 138 139 140 141 142 143 144 145 146 147 148 149 150 151 152 153 154 155 156 157 158 159 160 161 162