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

По определению степени реактивности запишем

Ндин = 1

Нет -\-Нд

где р - степень реактивности.

Степень реактивности р можно найти из известной формулы

2(1 -fp) «2 J

Итоо

где p = - отношение теоретического напора колеса с бес-

конечным числом лопаток к теоретическому напору колеса с определенным числом лопаток.

Для часто встречающихся значений р = 0,78-ьЗ,1 • 10- Рг,

«2

откуда при Рг = 25°, что имеет место в большинстве центробежных насосов, получим р = 0,7. Итак, для распространенных конструкций центробежных насосов

следовательно, 40% динамического напора колеса в насосном агрегате идет на потери.

Для повышения экономичности раздельной гидродинамической передачи целесообразно применять насосы с высокой степенью реактивности. Поскольку возможное уменьшение величины угла Рг ограничено значениями 2522°, постольку увеличение

реактивности возможно лишь за счет увеличения значения -- , что означает переход ко все более быстроходным - пропеллерным насосам. Действительно, удельная быстроходность

но Q = Cm, г Н = Ul , поэтому tls =-1/

«2 1/ "2

Если задаться рядом значений угла выхода Рг и величиной р, то можно найти величину потребного отношения и значе-

ние tig. При этом следует иметь в виду, что К- Пфлейдерер рекомендовал

= 0,18 (1 + sinp)--,

sin-(P: + P2)

где t н L - шаг и размах лопаток.



Применение при заданной мощности передачи насоса с большим значением ng потребует применения трубопроводов больших диаметров и малой длины.

На рис. 7 представлена схема раздельной передачи для привода соосных корабельных винтов, в которой турбина / питается рабочей жидкостью от осевых насосов 2.

Насосы не соосны с турбиной / и соединены с ней трубами больших размеров.

Указанная конструкция раздельной передачи может применяться в корабельных установках, поскольку, допуская произвольное расположение двигателей 3 относительно турбины 1, она позволяет просто решать задачу суммирования мощностей нескольких двигателей на одном валу, и наоборот - расщепление мощности двигателя на несколько валов. Схема такой передачи с передаточным числом 30 описана в патенте № 1178269 кл. F06h от 6 мая 1965 г.

При небольшом изменении числа оборотов гидротрансформаторы имеют


Рис. 7. Новая схема раздельной гидродинамической передачи:

/ - турбина: 2 - насосы; 3 - двигатели; 4 - гребные соосные винты

однако с

высокую экономичность, уменьшением i их экономичность падает.

На рис. 8 представлен график вероятных наибольших значений к. п. д. гидротрансформаторов с различным расчетным значением передаточного числа. Гидротрансформаторы с турбиной, вращающейся в другую сторону, чем насос, имеют величины к. п. д. на 15-12% меньше значений, приведенных на рис. 8 (для равных г).

В гидротрансформаторе нет необходимости преобразовывать в специальном устройстве, аналогичном отводу насоса, динамическую часть напора в статическое давление, что и определяет главным образом высокий к. п. д. этих передач. Однако с уменьшением i возрастает изогнутость турбинных решеток, что определяет собой падение к. п. д. в области, где происходит большое изменение момента.

На рис. 6, б представлена схема простейшего гидротрансформатора с одним насосом, турбиной и направляющим аппаратом. Каждое из перечисленных рабочих колес снабжено лопатками, которые вместе с чашей колеса и крышкой, прикрывающей их изнутри, образуют каналы, по которым циркулирует жидкость, заполняющая всю рабочую полость, ограниченную снаружи корпу-



COM передачи, имеющим специальные уплотняющие узлы в местах выхода валов.

При вращении насосного колеса жидкость, заполняющая его межлопаточные каналы, начинает двигаться от точки а к б и далее в, г, д, е, ж и снова к точке а. При этом возникают две системы сил: силы, лежащие в плоскости вращения колеса, и силы, перпендикулярные к ним. Первая система сил обусловливает передачу энергии от насосного вала к турбине.

Вследствие осевой симметрии каналов колес рабочий процесс передачи не вызывает радиальной нагрузки на подщипники. Поэтому в гидропередаче, в отличие от зубчатой, нагрузка опорных подшипников не связана с мощностью передачи. Вторая из упомянутых систем сил требует для восприятия применения упорных (осевых) подшипников. Величина этой силы зависит от размеров передачи.

Для определения сил, возникающих в плоскости колес, предположим, что в рабочей полости расход насоса составляет Q м/сек. Секундный расход в рабочей полости гидротрансформатора определяется из уравнения

где Fi и F2 - площади цилиндрических поверхностей с радиусами ri и Гг.

Треугольник скоростей (рис. 9) позволяет установить следующие соотношения:

с,, = с cos а и = с sin а. Силы Pj и Р2, возникающие в результате изменения количе-ства движения массы - жидкости, действуют в плоскости вра-щепия насоса и турбины в направлении абсолютной скорости. Они складываются из окружной Ри = Р cos а == - с„ и ради-


Рис. 8. График примерных наибольших значений к. п. д. гидротрансформаторов

с различными /опт

альной Рт = -Psin а ==

Cm составляющих.

Радиальные составляющие этих сил из-за идентичности кана-лов взаимно уравновешиваются, т. е. ИРш = 0; окружные же составляющие складываются:



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